WO2017179588A1 - 熱交換器 - Google Patents

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WO2017179588A1
WO2017179588A1 PCT/JP2017/014862 JP2017014862W WO2017179588A1 WO 2017179588 A1 WO2017179588 A1 WO 2017179588A1 JP 2017014862 W JP2017014862 W JP 2017014862W WO 2017179588 A1 WO2017179588 A1 WO 2017179588A1
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WO
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tube
protrusions
heat exchanger
cooling water
pair
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/014862
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English (en)
French (fr)
Inventor
岩崎　充
勉 古川
真由美 山中
Original Assignee
カルソニックカンセイ株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • 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
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/30—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means being attachable to the element
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
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    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/40—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only inside the tubular element
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/42—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being both outside and inside the tubular element
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F13/00—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing
    • F28F13/06—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media
    • F28F13/12—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media by creating turbulence, e.g. by stirring, by increasing the force of circulation

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger.
  • JP2008-101820A discloses a heat exchanger that is provided with a protruding portion that protrudes inside a heat exchanger tube (tube), and improves the heat exchange efficiency by stirring the fluid that circulates inside the tube. .
  • the present invention aims to further improve the heat exchange efficiency of the heat exchanger.
  • a heat exchanger is formed in a flat shape having a pair of opposed surfaces opposed to each other, and is formed inside the tubes with a plurality of tubes arranged with a gap therebetween. And a channel through which a fluid that exchanges heat with the outside flows, and at least one of the pair of opposed surfaces protrudes into the channel along the direction in which the fluid flows.
  • a plurality of protrusions are formed, and the plurality of protrusions are formed so that the end portions formed on both sides in the width direction of the tube and a part of the protrusions are approximately V at a predetermined angle in the direction in which fluid flows. It is formed in a letter shape and is connected to the top of the substantially V-shaped protrusion, and the top is arranged in the same direction as the top of the adjacent protrusion.
  • the plurality of projecting portions project from the at least one of the pair of opposed surfaces of the tube into the flow path, the fluid flowing inside the tube can be efficiently stirred.
  • the plurality of protrusions are formed in a substantially V-shape, with ends formed on both sides in the width direction of the tube and a part of the protrusion with a predetermined angle in the direction in which the fluid flows. Since the tops of the protrusions are connected and the tops are arranged in the same direction as the tops of adjacent protrusions, the fluid flow can be divided and stirred at the tops, and the flow resistance can be prevented from increasing, and the heat exchanger The heat exchange efficiency can be further improved.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a radiator according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the tube according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view in the width direction of the tube along the line III-III in FIG.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship with the heat transfer coefficient when the interval between the protrusions is changed.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient and the channel resistance when the angle of the top of the protrusion is changed.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient and the flow path resistance when the ratio of the protrusion height of the protrusion to the distance between the pair of opposed surfaces is changed.
  • FIG. 7A corresponds to FIG.
  • FIG. 2 is a fluid analysis diagram in which cooling water flows along the longitudinal direction of the tube.
  • FIG. 7B is a fluid analysis diagram of the cooling water flowing inside the tube at the end portion in the longitudinal direction of the tube as viewed from the downstream side.
  • FIG. 8A is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the facing surface of the tube according to Modification 1 of the embodiment of the present invention.
  • FIG. 8B is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the facing surface of the tube according to Modification 1 of the embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view in the width direction of the tube along the line IX-IX in FIG. FIG.
  • FIG. 10A is an internal view seen from above along the longitudinal direction of the opposing surface of the tube according to the second modification of the embodiment of the present invention.
  • FIG. 10B is an internal view seen from above along the longitudinal direction of the opposing surface.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view in the width direction of the tube along the line XI-XI in FIG.
  • FIG. 12 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient and the channel resistance when the protrusion height of the protrusion is changed with respect to the distance between the pair of opposed surfaces.
  • FIG. 13A corresponds to FIG. 10A and FIG. 10B and is a fluid analysis diagram in which cooling water flows along the longitudinal direction of the tube.
  • FIG. 13B is a fluid analysis diagram of the cooling water flowing inside the tube at the end portion in the longitudinal direction of the tube as viewed from the downstream side.
  • FIG. 14 is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the facing surface of the tube according to Modification 3 of the embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a radiator 100 as a heat exchanger according to an embodiment of the present invention.
  • the radiator 100 includes a plurality of tubes 10 that are stacked at intervals, and a pair of tanks 20 a and 20 b that are disposed so as to be connected to both ends of the tubes 10 in the longitudinal direction. And a fin 30 arranged so as to be alternately arranged between the plurality of tubes 10.
  • radiator 100 two end portions 100a are formed at both upper and lower ends, and are held by a radiator core support (not shown) for mounting on a vehicle, for example.
  • cooling water for exchanging heat with the outside air outside the tube 10 circulates.
  • the cooling water for example, an antifreeze is used as cooling water in a cooling water circuit that cools an engine (not shown).
  • the cooling water is not limited to the engine, and can cool various devices that generate heat.
  • the tank 20a and the tank 20b are respectively arranged so as to be connected to the plurality of tubes 10 from the longitudinal direction of the tube 10, and temporarily store cooling water.
  • High temperature cooling water after cooling the engine or the like flows into the tank 20a from a cooling water circuit (not shown).
  • the cooling water flowing into the tank 20a flows through the plurality of tubes 10 respectively. Thereafter, the high-temperature cooling water is cooled by exchanging heat with the outside air when flowing through the tube 10.
  • the cooling water flowing through the tube 10 flows into the tank 20b.
  • the cooling water flowing into the tank 20b circulates again through the cooling water circuit to cool the engine and the like.
  • the fin 30 is formed in a wave shape along the longitudinal direction of the tube 10 and is connected to two adjacent tubes 10. Outside the plurality of tubes 10 and the fins 30, outside air introduced by a vehicle or an outdoor fan (not shown) passes. Therefore, the cooling water flowing through the flow path 40 can exchange heat with the outside air via the surface of the tube 10 and the fins 30. In this way, the fin 30 promotes heat exchange between the cooling water and the outside air.
  • the plurality of tubes 10 and the fins 30 of the radiator 100 function as a core portion that performs heat exchange between the cooling water flowing inside the tubes 10 and the outside air passing through the surroundings.
  • FIG. 2 is an internal cross-sectional view taken along the longitudinal direction of the tube 10
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line III-III of FIG.
  • the tube 10 is formed to have a length L in the longitudinal direction as shown in FIG.
  • the tube 10 is formed in a flat cylindrical shape having a pair of facing surfaces 11 and 12 facing each other and side surfaces 13 and 14 connecting the facing surfaces 11 and 12.
  • the pair of opposed surfaces 11 and 12 are arranged with a distance D therebetween.
  • the distance D between the opposing surface 11 and the opposing surface 12 is set to 0.9 mm.
  • a plurality of protrusions 15 are formed on the facing surface 11 along the direction in which the cooling water flows.
  • a plurality of protrusions 16 are formed on the facing surface 12 along the direction in which the cooling water flows.
  • the protrusions 15 and 16 are formed by deforming part of the opposing surfaces 11 and 12.
  • the projecting portion 15 includes a pair of end portions 15a formed on both sides in the width direction of the tube 10 and a portion of the projecting portion 15 or a virtual position from the end portion 15a with a predetermined angle ⁇ in the longitudinal direction of the tube 10. And a top portion 15b formed on the extended line in a substantially V shape.
  • the protruding portion 15 is arranged so that the top portion 15b faces the flow direction of the cooling water. Further, the protrusions 15 are arranged so that the distance between the adjacent protrusions 15 is the distance P.
  • the protrusions 15 are arranged from a position away from one longitudinal end of the tube 10 by a distance R1.
  • the protruding portion 16 includes a pair of end portions 16a formed on both sides in the width direction of the tube 10 and a portion of the protruding portion 16 having an angle ⁇ in the longitudinal direction of the tube 10 or a virtual extension line from the end portion 16a.
  • the protrusions 16 are arranged so that the tops 16b are directed in the flow direction of the cooling water. Further, the protrusions 16 are arranged so that the distance between the adjacent protrusions 16 is the distance P.
  • the protrusions 16 are arranged from a position separated from the other longitudinal end of the tube 10 by a distance R2.
  • the angle ⁇ of the top portions 15b and 16b of the projecting portions 15 and 16 is set to 60 degrees.
  • interval P of the adjacent protrusion parts 15 or the protrusion parts 16 is set to 12 mm.
  • the protrusion 15 and the protrusion 16 protrude into the flow path 40 by a protrusion height H as shown in FIG.
  • the protrusion height H of the protrusion 15 and the protrusion 16 is set to 0.3 mm. As described above, when the distance D is 0.9 mm, the protrusion height H is 33% of the distance D.
  • the plurality of protrusions 15 are formed on the facing surface 11, and the plurality of protrusions 16 are formed on the facing surface 12, so that the cooling water flowing through the flow path 40 is allowed to flow by the protrusions 15 and 16. Stir.
  • the top portion 15b of the protruding portion 15 is arranged so as to face the opposite direction to the top portion 16b of the protruding portion 16. Therefore, compared with the case where the top portions 15b and 16b of the projecting portions 15 and 16 are arranged in the same direction, a portion where the projecting portion 15 and the projecting portion 16 overlap with each other is reduced, and the flow path 40 is not blocked and widened. Since it is ensured, the flow path resistance can be reduced.
  • a rhombus shape is formed in a portion where the protruding portion 15 and the protruding portion 16 are overlapped.
  • the protrusion 15 guides the cooling water flowing through the flow path 40 to the outside in the width direction of the tube 10 and guides it from the outside in the width direction to the facing surface 12 side.
  • the protrusion 16 guides the cooling water flowing through the flow path 40 to the center side in the width direction of the tube 10 and guides it from the center side in the width direction to the facing surface 11 side.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship with the heat transfer coefficient when the interval P between the protrusions 15 and 16 is changed.
  • the horizontal axis in FIG. 4 is the distance P between the protrusions 15 and 16, and the vertical axis is the heat transfer coefficient between the tube 10 and the cooling water.
  • the heat transfer coefficient varies depending on the interval P between the protrusions 15 and 16. For example, when the interval P is set to 12 mm as in the present embodiment, the heat transfer coefficient can be increased. On the other hand, when the interval P is set to be wider than 20 mm, or when it is set to be narrower than 9 mm, the heat transfer coefficient decreases. This is because the cooling water flowing through the flow path 40 cannot be sufficiently stirred when the interval P is larger than 20 mm. Further, if the interval P is narrower than 9 mm, the contact area between the tube 10 and the fins 30 is reduced, so that the heat exchange efficiency between the cooling water and the outside air is reduced. Since the protruding portions 15 and 16 are formed by deforming a part of the opposing surfaces 11 and 12, the portions of the tube 10 where the protruding portions 15 and 16 are formed have concave portions between the fins 30. Space is created.
  • the interval P is preferably set in the range of 9 mm to 20 mm. Particularly preferably, the interval P is set in the range of 10 mm to 16 mm.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient and the channel resistance when the angle ⁇ of the apexes 15b and 16b of the protrusions 15 and 16 is changed.
  • the horizontal axis in FIG. 5 is the flow resistance of the flow path 40, and the vertical axis is the heat transfer coefficient between the tube 10 and the cooling water.
  • the heat transfer coefficient also changes depending on the angle ⁇ of the apexes 15 b and 16 b of the protrusions 15 and 16.
  • the angle ⁇ when the angle ⁇ is set to 60 degrees and the top portions 15b and 16b are formed in a substantially V shape with an angle of 60 degrees in the width direction as in the present embodiment, the heat transfer coefficient can be increased. it can.
  • the angle ⁇ when the angle ⁇ is set to be smaller than 35 degrees or when it is set to be larger than 90 degrees, the heat transfer coefficient is lowered.
  • the angle ⁇ is set to be greater than 90 degrees, the flow path resistance increases, and it becomes difficult to efficiently distribute the cooling water into the flow path 40.
  • the angle ⁇ is preferably set in the range of 35 degrees to 90 degrees. Particularly preferably, the angle ⁇ is set in the range of 40 degrees to 70 degrees.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient and the channel resistance when the ratio S of the protrusion height H of the protrusions 15 and 16 to the distance D between the opposite surface 11 and the opposite surface 12 is changed. It is.
  • the horizontal axis in FIG. 6 is the flow resistance of the flow path 40, and the vertical axis is the heat transfer coefficient between the tube 10 and the cooling water.
  • the heat transfer coefficient also changes depending on the ratio S.
  • the ratio S is 33%.
  • the ratio S is as small as less than 20%, although the flow path resistance is small, the heat transfer coefficient is also low and it is difficult to efficiently perform heat exchange.
  • the ratio S exceeds 40%, the flow path resistance increases, and it becomes difficult to efficiently distribute the cooling water in the flow path 40.
  • the ratio S is preferably in the range of 20% to 40%.
  • the ratio S can be in the range of 40% to 50%. Since the protrusion 15 and the protrusion 16 interfere with each other, the ratio S does not exceed 50%.
  • the cooling water flows along the longitudinal direction of the tube 10, and the cooling water flowing inside the tube 10 is divided into four parts vertically and horizontally from the action of the protrusions 15 and 16. A powerful vortex can be generated in the region.
  • a radiator 100 as a heat exchanger is formed in a flat shape having a pair of opposed surfaces 11 and 12 facing each other, and is formed inside a plurality of tubes 10 that are stacked and spaced apart from each other. 10, a flow path 40 through which cooling water flows as a fluid for exchanging heat with the outside.
  • a plurality of projecting portions 15 and 16 are formed on the pair of facing surfaces 11 and 12 so as to project into the flow path 40 along the direction in which the cooling water flows.
  • the plurality of projecting portions 15 and 16 include end portions 15a and 16a formed on both sides in the width direction of the tube 10 and a part of the projecting portions 15 and 16 with an angle ⁇ in the longitudinal direction of the tube 10 or the end portions 15a and 16a.
  • top portions 15b and 16b formed in a substantially V-shape on the virtual extension line from each.
  • the plurality of protrusions 16 formed on the facing surface 12 are arranged so that the top portions 16b are directed in the direction of flow of the cooling water, and the plurality of protrusions 15 formed on the facing surface 11 are arranged such that the top portions 15b are the flow of cooling water. Arranged to face the direction.
  • the cooling water flowing inside the tube 10 is supplied. Stir efficiently.
  • the plurality of protrusions 15 formed on the facing surface 11 and the plurality of protrusions 16 formed on the facing surface 12 are arranged in opposite directions, the pair of facing surfaces 11 and 12 Even if the protruding portions 15 and 16 are protruded from each, the flow path 40 is not blocked. Therefore, it is possible to suppress an increase in the channel resistance, and to further improve the heat exchange efficiency of the radiator 100.
  • the plurality of projecting portions 15 and 16 are formed on both the pair of opposed surfaces 11 and 12.
  • the plurality of protrusions 15 formed on the facing surface 11 are arranged so that the top portion 15b is directed upstream in the fluid flow direction, and the plurality of protrusions 16 formed on the facing surface 12 are arranged such that the top portion 16b is in fluid flow. Arranged to go downstream in the direction. Therefore, strong vortices can be generated in the four regions of the cooling water flowing inside the tube 10 vertically and horizontally from the action of the protrusions 15 and 16.
  • the plurality of protrusions 15 formed on the facing surface 11 and the plurality of protrusions 16 formed on the facing surface 12 are viewed from the stacking direction of the pair of facing surfaces 11 and 12. Form a diamond. Therefore, the protrusions 15 and 16 can be efficiently operated to generate a vortex of cooling water flowing inside the tube 10.
  • the top portions 15b and 16b of the projecting portions 15 and 16 are formed in a substantially V shape with an angle ⁇ of 35 to 90 degrees in the width direction.
  • the heat transfer coefficient can be increased while suppressing the channel resistance, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be improved.
  • the top portions 15b and 16b of the protrusions 15 and 16 are preferably formed in a substantially V shape with an angle ⁇ of 40 degrees to 70 degrees in the width direction.
  • the heat transfer rate can be further increased while suppressing the flow path resistance, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be further improved.
  • the plurality of protrusions 15 and 16 are arranged such that the interval P between the adjacent protrusions 15 and 16 is 9 mm to 20 mm. As a result, the heat transfer coefficient can be increased, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be improved.
  • the plurality of protrusions 15 and 16 are preferably arranged so that the distance P between the adjacent protrusions 15 and 16 is 10 mm to 16 mm.
  • the heat transfer coefficient can be further increased, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be further improved.
  • the plurality of projecting portions 15 and 16 project with a projecting height H that is a ratio S of 20% to 40% of the distance D between the pair of opposing surfaces 11 and 12.
  • the heat transfer coefficient can be increased while suppressing the channel resistance, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be improved.
  • the radiator 100 further includes fins 30 that are arranged between the plurality of tubes 10 and promote heat exchange performed between the outside of the tubes 10 and the cooling water flowing through the inside of the flow path 40.
  • the fin 30 is disposed between the plurality of stacked tubes 10. Therefore, the cooling water can exchange heat not only with the tubes 10 but also with the outside air via the fins 30, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be further improved.
  • the plurality of protrusions 15 and 16 are formed by deforming a part of the tube 10. Therefore, the plurality of protrusions 15 and 16 can be easily formed on a part of the tube 10 by press molding or the like, so that the radiator 100 with improved heat exchange efficiency can be produced at low cost.
  • the end portions 15 a and 16 a of the plurality of projecting portions 15 and 16 are connected to the inside of the tube 10.
  • the cooling water can be guided along the substantially V-shaped shape of the protrusions 15 and 16, the cooling water can be reliably stirred, and the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be improved.
  • the cooling water flows along the longitudinal direction in the tube 10, generates strong vortices in four regions vertically and horizontally from the action of the protrusions 15, 16, and flows in the tube 10. Can be efficiently stirred and the heat transfer performance can be improved.
  • the substantially V-shapes of the top portions 15b and 16b are formed symmetrically, the flow of the cooling water flowing through the tube 10 can be evenly stirred without being biased left and right.
  • FIG. 8A is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the facing surface 11 of the tube 10 according to Modification 1 of the embodiment of the present invention
  • FIG. 8B is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the facing surface 12.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view in the width direction of the tube 10 along the line IX-IX in FIG.
  • the tube 10 according to the first modification is formed by laminating the facing surface 11 shown in FIG. 8A and the facing surface 12 shown in FIG. 8B so as to face each other.
  • the tube 10 according to the modified example 1 is formed of a single plate member, and as shown in FIG. 9, both sides of the plate member are bent so that the cross-section in the width direction of the tube 10 is substantially B-shaped, Two flow paths 40 are formed by contacting the inner surface side of the plate member. Therefore, the pair of opposed surfaces 11 and 12 that face each other are both formed as a part of one plate member. In addition, also in this modification 1, the distance D between the opposing surface 11 and the opposing surface 12 is set to 0.9 mm. Three or more flow paths 40 inside the tube 10 may be formed by changing the bent shape of the plate member.
  • the opposing surfaces 11 and 12 are formed with a plurality of protrusions 15 and 16 arranged in two rows along the direction in which the cooling water flows.
  • the top portions 15b and 16b of the plurality of projecting portions 15 and 16 arranged in each row are in the same direction as the top portions 15b and 16b of the adjacent projecting portions 15 and 16. That is, the direction of the top portions 15b and 16b is the direction in which the top portions 15b and 16b are arranged in the protruding portions 15 and 16.
  • the protruding portion 15 is formed in a substantially V shape so as to have a gap between the end portion 15 a and the end portion in the width direction of the facing surface 11.
  • the end portion 16 a of the protruding portion 16 is also formed in a substantially V shape so as to have a gap with the end portion in the width direction of the facing surface 12. Therefore, as shown in FIG. 9, the tube 10 is formed in a substantially B shape and the end portions 15 a and 16 a of the projecting portions 15 and 16 interfere with the width direction end portion of the tube 10 even if the width direction end portions are bent.
  • the protrusions 15 and 16 can be arranged on the opposing surfaces 11 and 12 without doing so.
  • the top portion 15 b of the protruding portion 15 formed on the facing surface 11 is positioned with the end portion 16 a of the protruding portion 16 formed on the other facing surface 12 in the direction in which the fluid flows.
  • the interval P between the protrusions 15 and 16 and the distances R1 and R2 between the protrusions 15 and 16 from the longitudinal end of the tube 10 are the same intervals or distances as in the embodiment of the present invention. Further, the angle ⁇ of the top portions 15b and 16b of the projecting portions 15 and 16 is set to 60 degrees, the interval P is set to 12 mm, and the projecting height H (see FIG. 9) of the projecting portions 15 and 16 is set to 0.3 mm.
  • the plurality of projecting portions 15 and 16 are arranged in two rows, but may be arranged in three or more rows.
  • the top portions 15b of the plurality of protrusions 15 formed on the one opposing surface 11 are formed on the other opposing surface 12.
  • the cooling water flow can be formed, and strong vortices can be generated in two regions in the vertical and horizontal directions.
  • the tube 10 is formed of a single plate member having a substantially B-shaped cross section in the width direction of the tube 10, and both sides of the plate member are bent to contact the inner surface side of the plate member.
  • a plurality of flow paths 40 are formed. Therefore, since the plurality of flow paths 40 are formed so that the cooling water in the flow path 40 can be sufficiently stirred, the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be similarly improved.
  • FIG. 10A is an internal view seen from above along the longitudinal direction of the facing surface 11 of the tube 10 according to Modification 2 of the embodiment of the present invention, and FIG. 10B is seen from above along the longitudinal direction of the facing surface 12.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view in the width direction of the tube 10 along the line XI-XI in FIG.
  • a plurality of projecting portions 15 are formed on the opposing surface 11 along the direction in which the cooling water flows in the tube 10 according to the second modification.
  • no protruding portion is formed on the facing surface 12.
  • the plurality of projecting portions 15 are arranged in two rows such that the top portions 15 b are directed upstream in the flow direction of the cooling water, and the top portions 15 b of the projecting portions 15 are in the same direction as the top portions 15 b of the adjacent projecting portions 15.
  • Each protrusion 15 has end portions 15a on both sides in the width direction of the tube 10, and connects the sides from the end portions 15a on both sides in a substantially V shape having a predetermined angle ⁇ in the direction in which the fluid flows.
  • the top portion 15b is formed.
  • the tube 10 which concerns on the modification 2 of embodiment of this invention is formed from one board member similarly to the tube 10 which concerns on the modification 1, and as shown in FIG. Since the cross section is formed in a substantially B shape, two flow paths 40 are provided inside.
  • the protrusion 15 formed on the facing surface 11 has a protrusion height H1 set to 0.4 mm.
  • H1 the heat transfer coefficient and the channel resistance when the ratio S1 of the protrusion height H1 of the protrusion 15 to the distance D between the opposite surface 11 and the opposite surface 12 is changed. The relationship will be described.
  • the horizontal axis in FIG. 12 is the flow resistance of the flow path 40, and the vertical axis is the heat transfer coefficient between the tube 10 and the cooling water.
  • the thermal conductivity varies depending on the ratio S1.
  • the ratio S1 may be in the range of 20% to 65% in order to increase the thermal conductivity. preferable. Therefore, the upper limit (65%) of the optimum range of the ratio S1 according to the modification 2 is larger than the upper limit (40%, see FIG. 6) of the optimum range of the ratio S according to the embodiment of the present invention.
  • the protruding portion 15 is formed only on one opposing surface 11 as in the tube 10 of Modification 2
  • the protruding portions 15 and 16 are formed on both the opposing surfaces 11 and 12 as in the tube 10 of the embodiment.
  • the ratio S1 is set to a range that does not exceed the upper limit (65%) of the optimum range, thereby suppressing an increase in the channel resistance and allowing the cooling water to flow efficiently in the channel 40. it can.
  • FIG. 13A is a fluid analysis diagram corresponding to FIGS. 10A and 10B and in which cooling water flows along the longitudinal direction of the tube 10.
  • FIG. 13B is a fluid analysis diagram of the cooling water flowing inside the tube 10 at the end in the longitudinal direction of the tube 10 as viewed from the downstream side.
  • the cooling water flows along the longitudinal direction of the tube 10, and the cooling water flowing inside the tube 10 is powerful in two regions on the left and right from the action of the protrusion 15. Vortices can be generated.
  • the radiator 100 as a heat exchanger is formed in a flat shape having a pair of opposed surfaces 11 and 12 facing each other, and is a plurality of tubes arranged in layers at intervals. 10 and a flow path 40 that is formed inside the tube 10 and through which cooling water that exchanges heat with the outside of the tube 10 circulates.
  • a plurality of projecting portions 15 are formed on the facing surface 11 as at least one of the pair of facing surfaces 11 and 12 so as to protrude into the flow path 40 along the direction in which the cooling water flows.
  • the plurality of projecting portions 15 are formed so that a part of the projecting portion 15 is formed in a substantially V shape with a predetermined angle ⁇ in the direction in which the fluid flows and ends 15a formed on both sides of the tube 10 in the width direction.
  • the top portion 15b of the letter-shaped protruding portion 15 is connected.
  • the top portion 15b is arranged in the same direction as the top portion 15b of the adjacent protruding portion.
  • a plurality of projecting portions 15 project from the facing surface 11 into the flow path 40 as at least one of the pair of facing surfaces 11, 12 of the tube 10.
  • the cooling water flowing inside 10 can be efficiently stirred.
  • the plurality of projecting portions 15 are formed in a substantially V-shape with end portions 15a formed on both sides in the width direction of the tube 10 and a predetermined angle ⁇ in the direction in which the cooling water flows.
  • the top portion 15b of the substantially V-shaped projecting portion 15 is connected, and the top portion 15b is arranged in the same direction as the top portion 15b of the adjacent projecting portion 15, so that the flow of the cooling water can be divided and stirred at the top portion 15b.
  • An increase in flow path resistance can be suppressed, and the heat exchange efficiency of the heat exchanger can be further improved.
  • the flowing fluid can be guided so as to be divided in a V shape, thereby reducing the flow resistance. it can.
  • FIG. 14 is an internal cross-sectional view along the longitudinal direction of the facing surface 11 of the tube 10 according to Modification 3 of the embodiment of the present invention.
  • the plurality of projecting portions 15 each have two or more top portions 15 b in the width direction of the tube 10. Even in such an embodiment, the cooling water in the tube 10 can be agitated by the two or more top portions 15b while suppressing an increase in the channel resistance, so that the heat exchange efficiency of the radiator 100 can be further improved.
  • the protrusions 16 are formed together with the protrusions 15 so as to have two or more top portions 16b in the width direction of the tube 10.
  • the same effect can be obtained.
  • a plurality of passes may be formed in the radiator 100 so that the cooling water that has passed through the tube 10 flows again through another tube 10.
  • the multiple paths are formed, for example, by providing partitions for partitioning the cooling water in the tanks 20a and 20b. Thereby, compared with the case where a plurality of paths are not formed, the flow path 40 can be secured for a longer time, so that the heat exchange efficiency between the outside air and the cooling water can be improved.
  • the above-described embodiment can be applied not only to the radiator 100 but also to an outdoor heat exchanger of a refrigeration cycle.
  • a refrigerant such as HFC-134a is used as the fluid flowing through the tube 10 instead of the cooling water.
  • EGR exhaust Gas Recirculation
  • supercharger intercooler a supercharger intercooler, or the like.
  • EGR gas or compressed intake air is used instead of the outside air as the fluid flowing outside the tube 10.
  • the fluid flowing outside the tube 10 is not limited to gas, and for example, liquid such as ATF (Automatic Transmission Fluid) oil circulating in the automatic transmission may be used.
  • ATF Automatic Transmission Fluid
  • the protrusions 15 and 16 illustrate the shape in the flow path, and needless to say, the protrusions 15 and 16 may be formed by uneven processing of a plate by pressing or roll forming of a thin plate.

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Abstract

熱交換器（１００）は、対向する一対の対向面（１１）、（１２）を有する扁平な形状に形成され、間隔を空けて積層配置される複数のチューブ（１０）と、チューブ（１０）の内部に形成され、チューブ（１０）の外部との間で熱交換を行う流体が流通する流路（４０）と、を備え、一対の対向面（１１）、（１２）の少なくともいずれか一方の面には、流体が流通する方向に沿って流路（４０）内に突出するように複数の突出部（（１５）又は（１６））が形成され、複数の突出部（例えば（１５））は、チューブ（１０）の幅方向両側に形成される端部（１５ａ）と、流体が流通する方向に所定の角度θをもって突出部（１５）の一部が略Ｖ字状に形成され、略Ｖ字状の突出部（１５）の頂部（１５ｂ）と、が連結され、頂部（１５ｂ）は、隣り合う突出部（１５）の頂部（１５ｂ）と同じ向きに配列される。

Description

熱交換器
　本発明は、熱交換器に関するものである。
　ＪＰ２００８－１０１８２０Ａには、熱交換器用チューブ（チューブ）の内部に突出する凸部を設けて、チューブの内部を流通する流体を撹拌することによって熱交換効率を向上させる熱交換器が開示されている。
　しかしながら、ＪＰ２００８－１０１８２０Ａの熱交換器では、凸部の形状や配列間隔は、チューブの内部に形成される流路の流路抵抗を十分に考慮して設定されておらず、熱交換器の熱交換効率を向上させることについて改善の余地がある。
　本発明は、熱交換器の熱交換効率をさらに向上させることを目的とする。
　本発明のある態様による熱交換器は、対向する一対の対向面を有する扁平な形状に形成され、間隔を空けて積層配置される複数のチューブと、前記チューブの内部に形成され、前記チューブの外部との間で熱交換を行う流体が流通する流路と、を備え、前記一対の対向面の少なくともいずれか一方の面には、流体が流通する方向に沿って前記流路内に突出するように複数の突出部が形成され、前記複数の突出部は、前記チューブの幅方向両側に形成される端部と、流体が流通する方向に所定の角度をもって前記突出部の一部が略Ｖ字状に形成され、前記略Ｖ字状の突出部の頂部と、が連結され、前記頂部は、隣り合う前記突出部の頂部と同じ向きに配列される。
　上記態様によれば、チューブの一対の対向面の少なくともいずれか一方の面から複数の突出部が流路内に突出形成されるので、チューブの内部を流れる流体を効率よく撹拌することができる。また、複数の突出部は、チューブの幅方向両側に形成される端部と、流体が流通する方向に所定の角度をもって突出部の一部が略Ｖ字状に形成され、略Ｖ字状の突出部の頂部が連結され、頂部は隣り合う突出部の頂部と同じ向きに配列されるので、頂部で流体の流れを二分し撹拌できるとともに、流路抵抗が増大することを抑制でき熱交換器の熱交換効率をさらに向上させることができる。
図１は、本発明の実施形態に係るラジエータの概略構成図である。 図２は、本発明の実施形態に係るチューブの長手方向に沿う内部断面図である。 図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿うチューブの幅方向の断面図である。 図４は、突出部の間隔を変化させたときの熱伝達率との関係を示すグラフである。 図５は、突出部の頂部の角度を変化させたときの熱伝達率と流路抵抗との関係を示すグラフである。 図６は、一対の対向面の間の距離に対する突出部の突出高さの比率を変化させたときの熱伝達率と流路抵抗との関係を示すグラフである。 図７Ａは、図２に対応し、冷却水がチューブの長手方向に沿って流通する流体解析図である。 図７Ｂは、チューブの長手方向の端部において、チューブの内部を流れる冷却水を下流側から見た流体解析図である。 図８Ａは、本発明の実施形態の変形例１に係るチューブの対向面の長手方向に沿う内部断面図である。 図８Ｂは、本発明の実施形態の変形例１に係るチューブの対向面の長手方向に沿う内部断面図である。 図９は、図８のＩＸ－ＩＸ線に沿うチューブの幅方向の断面図である。 図１０Ａは、本発明の実施形態の変形例２に係るチューブの対向面の長手方向に沿う上から見た内部の図である。 図１０Ｂは、対向面の長手方向に沿う上から見た内部の図である。 図１１は、図１０のＸＩ－ＸＩ線に沿うチューブの幅方向の断面図である。 図１２は、一対の対向面の間の距離に対する突出部の突出高さを変化させたときの熱伝達率と流路抵抗との関係を示すグラフである。 図１３Ａは、図１０Ａ及び図１０Ｂに対応し、冷却水がチューブの長手方向に沿って流通する流体解析図である。 図１３Ｂは、チューブの長手方向の端部において、チューブの内部を流れる冷却水を下流側から見た流体解析図である。 図１４は、本発明の実施形態の変形例３に係るチューブの対向面の長手方向に沿う内部断面図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
　図１は、本発明の実施形態に係る熱交換器としてのラジエータ１００の概略構成図である。
　ラジエータ１００は、図１に示すように、間隔を空けて積層配置される複数のチューブ１０と、チューブ１０の長手方向の両端部と接続するように配置される一対のタンク２０ａ、タンク２０ｂと、複数のチューブ１０の間に交互に並ぶように配置されるフィン３０と、を備える熱交換器である。
　ラジエータ１００には、端部１００ａが上下側の両端に２箇所ずつ形成され、例えば、車両に搭載するために図示しないラジエータコアサポートによって保持される。
　チューブ１０の内部には、チューブ１０の外部の外気との間で熱交換を行う冷却水が流通する。冷却水には、例えば、図示しないエンジンを冷却する冷却水回路の冷却水として不凍液が用いられる。なお、冷却水は、エンジンに限らず、熱を発生する各種装置を冷却することができる。
　タンク２０ａ及びタンク２０ｂは、複数のチューブ１０にチューブ１０の長手方向から接続されるようにそれぞれ配置され、冷却水を一時的に貯蔵する。
　タンク２０ａには、エンジン等を冷却した後の高温の冷却水が図示しない冷却水回路から流入する。タンク２０ａに流入した冷却水は、複数のチューブ１０をそれぞれ流通する。その後、高温の冷却水は、チューブ１０を流通する際に外気との間で熱交換を行い冷却される。
　タンク２０ｂには、チューブ１０を流通した冷却水が流れ込む。タンク２０ｂに流れ込んだ冷却水は、再び冷却水回路を循環してエンジン等を冷却する。
　フィン３０は、チューブ１０の長手方向に沿って波状に形成され、隣接する２つのチューブ１０と接続される。複数のチューブ１０とフィン３０の周囲には、図示しない車両の走行又は室外ファンによって導入される外気が通過する。そのため、流路４０の内部を流通する冷却水は、チューブ１０の表面とフィン３０とを介して、外気との間で熱交換を行うことができる。このように、フィン３０は、冷却水と外気との間の熱交換を促進させる。
　また、ラジエータ１００の複数のチューブ１０とフィン３０とは、チューブ１０の内部を流れる冷却水と周囲を通過する外気との間で熱交換を行うコア部として機能する。
　次に、図２及び図３を参照してチューブ１０の内部について説明する。
　図２は、チューブ１０の長手方向に沿う内部断面図であり、図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿うチューブ１０の幅方向の断面図である。
　チューブ１０は、図２に示すように長手方向に長さＬとなるように形成される。
　また、チューブ１０は、図３に示すように対向する一対の対向面１１、１２と、対向面１１、１２を接続する側面１３、１４と、を有する扁平な筒状の形状に形成される。一対の対向面１１、１２は、距離Ｄの間隔を空けて配置される。本実施形態では、対向面１１と対向面１２との間の距離Ｄは、０．９ｍｍに設定される。
　対向面１１、１２と側面１３、１４とによって囲まれる空間内には、冷却水の流通する流路４０が形成される。
　対向面１１には、図２に示すように、冷却水が流通する方向に沿って複数の突出部１５が形成される。同様に、対向面１２には、冷却水が流通する方向に沿って複数の突出部１６が形成される。突出部１５、１６は対向面１１、１２の一部を変形させることによって形成される。
　突出部１５は、チューブ１０の幅方向両側にそれぞれ形成される一組の端部１５ａと、チューブ１０の長手方向に所定の角度θをもって突出部１５の一部がまたは端部１５ａからの仮想の延長線上が略Ｖ字状に形成される頂部１５ｂと、を有する。突出部１５は、頂部１５ｂが冷却水の流通方向と対向するように配列される。また、突出部１５は、隣り合う他の突出部１５との間隔が間隔Ｐとなるように配列される。突出部１５は、チューブ１０の一方の長手方向端部から距離Ｒ１だけ離れた位置からその配列が開始される。
　突出部１６は、チューブ１０の幅方向両側にそれぞれ形成される一組の端部１６ａと、チューブ１０の長手方向に角度θをもって突出部１６の一部がまたは端部１６ａからの仮想の延長線上が略Ｖ字状に形成される頂部１６ｂと、を有する。突出部１６は、頂部１６ｂが冷却水の流通方向に向かうように配列される。また、突出部１６は、隣り合う他の突出部１６との間隔が間隔Ｐとなるように配列される。突出部１６は、チューブ１０の他方の長手方向端部から距離Ｒ２だけ離れた位置からその配列が開始される。
　本実施形態では、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂの角度θは、６０度に設定される。また、本実施形態では、隣り合う突出部１５どうし又は突出部１６どうしの間隔Ｐは、１２ｍｍに設定される。
　突出部１５及び突出部１６は、図３に示すように、突出高さＨだけ流路４０内にそれぞれ突出する。本実施形態では、突出部１５及び突出部１６の突出高さＨは、０．３ｍｍにそれぞれ設定される。上記のように距離Ｄが０．９ｍｍの場合には、突出高さＨは、距離Ｄに対して３３％の高さになる。
　このように対向面１１に複数の突出部１５が形成され、対向面１２に複数の突出部１６が形成されることで、流路４０を流通する冷却水は、突出部１５や突出部１６によって撹拌される。
　また、突出部１５の頂部１５ｂは、図２に示すように、突出部１６の頂部１６ｂと逆方向を向くように配列されることになる。そのため、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂが同じ方向を向いて配列された場合と比べて、突出部１５と突出部１６とが重なる部分が少なくなり、流路４０が閉塞せずに広く確保されるので、流路抵抗を小さくすることができる。また、図２に示すように、一対の対向面１１、１２の積層方向から見ると、突出部１５と突出部１６とを重ねた部分には菱形の形状が形成される。
　さらに、突出部１５は、流路４０を流通する冷却水をチューブ１０の幅方向外側へ案内し、幅方向外側から対向面１２側へと案内する。他方で、突出部１６は、流路４０を流通する冷却水をチューブ１０の幅方向中央側へ案内し、幅方向中央側から対向面１１側へと案内する。このように、突出部１５、１６は、頂部１５ｂ、１６ｂが逆方向を向くように配列されることによって、冷却水を流路４０内で異なる方向に案内するので、流れが干渉することなく冷却水を確実に撹拌できる。
　次に、図４から図６を参照して、突出部１５、１６の最適な形状及び形成位置について説明する。
　図４は、突出部１５、１６の間隔Ｐを変化させたときの熱伝達率との関係を示すグラフである。図４の横軸は突出部１５、１６の間隔Ｐであり、縦軸はチューブ１０と冷却水との間の熱伝達率である。
　図４のグラフで示すように、熱伝達率は、突出部１５、１６の間隔Ｐによって変化する。例えば、本実施形態のように間隔Ｐが１２ｍｍに設定される場合には、熱伝達率を高くすることができる。これに対して、間隔Ｐが２０ｍｍより広くなるように設定される場合や、９ｍｍ未満と狭くなるように設定される場合には、熱伝達率は低下する。間隔Ｐが２０ｍｍよりも広くなると、流路４０を流通する冷却水を十分に撹拌できなくなるためである。また、間隔Ｐが９ｍｍよりも狭くなると、チューブ１０とフィン３０との接触面積が小さくなるので、冷却水と外気との間の熱交換効率が低下するためである。突出部１５、１６は対向面１１、１２の一部を変形させて形成されるので、チューブ１０の突出部１５、１６の形成される部分は表面が凹部になって、フィン３０との間に空間が生じる。
　したがって、熱伝達率を高くするために、間隔Ｐは、９ｍｍから２０ｍｍの範囲で設定されることが好ましい。また、特に好ましくは、間隔Ｐは、１０ｍｍから１６ｍｍの範囲で設定される。
　図５は、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂの角度θを変化させたときの熱伝達率と流路抵抗との関係を示すグラフである。図５の横軸は流路４０の流路抵抗であり、縦軸はチューブ１０と冷却水との間の熱伝達率である。
　図５のグラフで示すように、熱伝達率は、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂの角度θによっても変化する。例えば、本実施形態のように角度θが６０度に設定され、頂部１５ｂ、１６ｂが幅方向に６０度の角度をもって略Ｖ字状に形成される場合には、熱伝達率を高くすることができる。これに対して、角度θが３５度未満と小さくなるように設定される場合や、９０度より大きくなるように設定される場合には、熱伝達率は低下する。特に、角度θが９０度より大きくなるように設定される場合には、流路抵抗が大きくなるので、冷却水を流路４０内に効率的に流通させることが難しくなる。
　したがって、熱伝達率を高くするために、角度θは、３５度から９０度の範囲で設定されることが好ましい。また、特に好ましくは、角度θは、４０度から７０度の範囲で設定される。
　図６は、対向面１１と対向面１２との間の距離Ｄに対する突出部１５、１６の突出高さＨの比率Ｓを変化させたときの熱伝達率と流路抵抗との関係を示すグラフである。図６の横軸は流路４０の流路抵抗であり、縦軸はチューブ１０と冷却水との間の熱伝達率である。
　図６のグラフで示すように、熱伝達率は、比率Ｓによっても変化する。例えば、本実施形態のように距離Ｄが０．９ｍｍに設定され、突出部１５、１６の突出高さＨが０．３ｍｍに設定される場合には、比率Ｓはそれぞれ３３％となる。このように比率Ｓが３３％となる突出高さＨをもって突出部１５、１６が突出する場合には、図６のグラフで示すように、流路抵抗を小さくしながら、熱伝達率を高くすることができる。これに対して、比率Ｓが２０％未満と小さい場合には、流路抵抗は小さくなるものの、熱伝達率も低くなってしまい効率的に熱交換を行うことが難しくなる。また、比率Ｓが４０％を超える場合には、流路抵抗が大きくなるので、冷却水を流路４０内に効率的に流通させることが難しくなる。
　したがって、熱伝達率を高くするために、比率Ｓは、２０％から４０％の範囲となることが好ましい。なお、流路抵抗が大きくなっても影響を受けにくいシステム等にラジエータ１００が用いられる場合には、比率Ｓを４０％から５０％の範囲にすることもできる。なお、突出部１５と突出部１６とが干渉することとなるので、比率Ｓが５０％を超えることはない。
　図７Ａ及び図７Ｂの流体解析図で示すように、冷却水はチューブ１０の長手方向に沿って流通し、チューブ１０の内部を流れる冷却水を突出部１５、１６の作用から上下左右に４つの領域で強力な渦を発生させることができる。
　以上の実施形態によれば、以下に示す効果を奏する。
　熱交換器としてのラジエータ１００は、対向する一対の対向面１１、１２を有する扁平な形状に形成され、間隔を空けて積層配置される複数のチューブ１０と、チューブ１０の内部に形成され、チューブ１０の外部との間で熱交換を行う流体として冷却水が流通する流路４０と、を備える。一対の対向面１１、１２には、冷却水が流通する方向に沿って流路４０内に突出するように複数の突出部１５、１６がそれぞれ形成される。複数の突出部１５、１６は、チューブ１０の幅方向両側に形成される端部１５ａ、１６ａと、チューブ１０の長手方向に角度θをもって突出部１５、１６の一部がまたは端部１５ａ、１６ａからの仮想の延長線上が略Ｖ字状に形成される頂部１５ｂ、１６ｂと、をそれぞれ有する。対向面１２に形成される複数の突出部１６は、頂部１６ｂが冷却水の流通方向に向かうように配列され、対向面１１に形成される複数の突出部１５は、頂部１５ｂが冷却水の流通方向と対向するように配列される。
　このようなラジエータ１００によれば、チューブ１０の一対の対向面１１、１２のそれぞれから複数の突出部１５、１６が流路４０内に突出形成されるので、チューブ１０の内部を流れる冷却水を効率よく撹拌することができる。また、対向面１１に形成される複数の突出部１５と対向面１２に形成される複数の突出部１６とは、向きが反対となるように配列されるので、一対の対向面１１、１２のそれぞれから突出部１５、１６を突出させても流路４０が閉塞しない。したがって、流路抵抗が増大することを抑制でき、ラジエータ１００の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　また、ラジエータ１００では、複数の突出部１５、１６は、一対の対向面１１、１２の両方に形成される。対向面１１に形成される複数の突出部１５は、頂部１５ｂが流体の流通方向上流側に向かうように配列され、対向面１２に形成される複数の突出部１６は、頂部１６ｂが流体の流通方向下流側に向かうように配列される。したがって、チューブ１０の内部を流れる冷却水を突出部１５、１６の作用から上下左右に４つの領域で強力な渦を発生させることができる。
　さらに、ラジエータ１００では、対向面１１に形成される複数の突出部１５と、対向面１２に形成される複数の突出部１６とは、一対の対向面１１、１２の積層方向から見たときに菱形を形成する。そのため、効率よく突出部１５、１６を作用させて、チューブ１０の内部に流れる冷却水の渦を発生させることができる。
　ラジエータ１００では、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂは、幅方向に３５度から９０度の角度θをもって略Ｖ字状に形成される。これによって、流路抵抗を抑えつつ熱伝達率を高くすることができるので、ラジエータ１００の熱交換効率を向上させることができる。
　特に、ラジエータ１００では、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂは、幅方向に４０度から７０度の角度θをもって略Ｖ字状に形成されることが好ましい。これによって、流路抵抗を抑えつつ熱伝達率をより高くすることができるので、ラジエータ１００の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　また、ラジエータ１００では、複数の突出部１５、１６は、隣り合う突出部１５、１６との間隔Ｐが９ｍｍから２０ｍｍとなるように配列される。これによって、熱伝達率を高くすることができるので、ラジエータ１００の熱交換効率を向上させることができる。
　特に、ラジエータ１００では、複数の突出部１５、１６は、隣り合う突出部１５、１６との間隔Ｐが１０ｍｍから１６ｍｍとなるように配列されることが好ましい。これによって、熱伝達率をより高くすることができるので、ラジエータ１００の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　さらに、ラジエータ１００では、複数の突出部１５、１６は、一対の対向面１１、１２の間の距離Ｄの２０％から４０％の比率Ｓとなる突出高さＨをもって突出する。これによって、流路抵抗を抑えつつ熱伝達率を高くすることができるので、ラジエータ１００の熱交換効率を向上させることができる。
　また、ラジエータ１００は、複数のチューブ１０の間に配置され、チューブ１０の外部と流路４０の内部を流通する冷却水との間で行われる熱交換を促進させるフィン３０をさらに備える。フィン３０は、積層された複数のチューブ１０の間に配置される。したがって、冷却水は、チューブ１０だけでなくフィン３０を介して外気との間で熱交換を行うことができるので、ラジエータ１００の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　ラジエータ１００では、複数の突出部１５、１６は、チューブ１０の一部が変形されることによって形成される。そのため、プレス成型等によってチューブ１０の一部に簡単に複数の突出部１５、１６を形成することができるので、熱交換効率の向上したラジエータ１００を安価に生産することができる。
　ラジエータ１００では、複数の突出部１５、１６は、端部１５ａ、１６ａがチューブ１０の内部と接続される。これによって、チューブ１０と突出部１５、１６との間に隙間がなくなるので、冷却水が撹拌されずに当該隙間から逃げることを抑制できる。その結果、突出部１５、１６の略Ｖ字状の形状に沿って冷却水を案内できるので、確実に冷却水を撹拌することができ、ラジエータ１００の熱交換効率を向上させることができる。
　チューブ１０では、冷却水はチューブ１０の内部を長手方向に沿って流れ、突出部１５、１６の作用から上下左右に４つの領域で強力な渦を発生させて、チューブ１０の内部を流れる冷却水を効率よく撹拌することができると共に、伝熱性能を向上させることが可能である。
　また、頂部１５ｂ、１６ｂの略Ｖ字状は、左右対称に形成されるので、チューブ１０内を流れる冷却水の流れを左右に偏ることなく均等に撹拌することができる。
　次に、図８Ａから図９を参照して、本発明の実施形態の変形例１に係るチューブ１０について説明する。なお、以下の実施形態の変形例では、本発明の実施形態と同様の構成について同様の符号を用いるとともに適宜重複する記載を省略して説明する。
　図８Ａは本発明の実施形態の変形例１に係るチューブ１０の対向面１１の長手方向に沿う内部断面図であり、図８Ｂは対向面１２の長手方向に沿う内部断面図である。図９は、図８のＩＸ－ＩＸ線に沿うチューブ１０の幅方向の断面図である。
　変形例１に係るチューブ１０は、本発明の実施形態に係るチューブ１０と同様に、図８Ａに示す対向面１１と図８Ｂに示す対向面１２とを互いに対向するように積層させることによって形成される。
　変形例１に係るチューブ１０は、一枚の板部材から形成されており、図９に示すように、チューブ１０の幅方向断面が略Ｂ字状となるように板部材の両辺が屈曲し、板部材の内面側に当接することで２つの流路４０を形成している。そのため、対向する一対の対向面１１、１２は、ともに一枚の板部材の一部として形成されている。なお、本変形例１でも対向面１１と対向面１２との間の距離Ｄは、０．９ｍｍに設定される。また、チューブ１０の内部の流路４０は、板部材の屈曲形状を変えることによって、３つ以上形成してもよい。
　対向面１１、１２には、図８Ａ及び図８Ｂに示すように冷却水が流通する方向に沿って複数の突出部１５、１６が２列に配列されるようにそれぞれ形成される。各列に配列される複数の突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂは、隣り合う突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂと同じ向きになる。すなわち、頂部１５ｂ、１６ｂの向きは、突出部１５、１６において頂部１５ｂ、１６ｂが配置される方向になる。
　また、突出部１５は、図８Ａに示すように、端部１５ａと対向面１１の幅方向端部との間に隙間を有するように略Ｖ字状に形成される。突出部１６の端部１６ａも、図８Ｂに示すように、同様に対向面１２の幅方向端部との間に隙間を有するように略Ｖ字状に形成される。したがって、図９に示すように、チューブ１０は略Ｂ字状に形成され幅方向端部が屈曲しても、突出部１５、１６の端部１５ａ、１６ａがチューブ１０の幅方向端部に干渉することなく、突出部１５、１６を対向面１１、１２上に配列することができる。
　対向面１１に形成される突出部１５の頂部１５ｂは、図８Ａ及び図８Ｂに示すように、他方の対向面１２に形成される突出部１６の端部１６ａと、流体が流通する方向における位置がそれぞれ一致する。
　なお、突出部１５、１６の間隔Ｐやチューブ１０の長手方向端部からの突出部１５、１６の距離Ｒ１、Ｒ２は、本発明の実施形態と同様の間隔又は距離になる。また、突出部１５、１６の頂部１５ｂ、１６ｂの角度θは６０度に、間隔Ｐは１２ｍｍに、突出部１５、１６の突出高さＨ（図９参照）は０．３ｍｍに設定される。
　また、本発明の実施形態の変形例１では、複数の突出部１５、１６を２列に配列したが、３列以上に配列してもよい。
　以上の実施形態の変形例１によれば、熱交換器としてのラジエータ１００では、一方の対向面１１に形成される複数の突出部１５の頂部１５ｂは、他方の対向面１２に形成される複数の突出部の端部１６ａと、冷却水が流通する方向における位置がそれぞれ一致する。そのため、突出部１５の頂部１５ｂによって突出部１５の外側に二分されるように撹拌される冷却水の流れと、突出部１６の端部１６ａによって突出部１６の内側に案内されるように撹拌される冷却水の流れとを、形成することができ、上下左右方向に２つの領域で強力な渦を発生させることができる。
　また、ラジエータ１００では、チューブ１０はチューブ１０の幅方向断面が略Ｂ字状となる一枚の板部材からなり、当該板部材の両辺が屈曲して当該板部材の内面側に当接することで複数の流路４０を形成する。したがって、流路４０内の冷却水を十分撹拌できるように複数の流路４０が形成されるので、ラジエータ１００の熱交換効率を同様に向上させることができる。
　続いて、図１０Ａから図１３を参照して、本発明の実施形態の変形例２に係るチューブ１０について説明する。
　図１０Ａは本発明の実施形態の変形例２に係るチューブ１０の対向面１１の長手方向に沿う上から見た内部の図であり、図１０Ｂは対向面１２の長手方向に沿う上から見た内部の図である。図１１は、図１０のＸＩ－ＸＩ線に沿うチューブ１０の幅方向の断面図である。
　変形例２に係るチューブ１０には、図１０Ａに示すように、冷却水が流通する方向に沿って対向面１１に複数の突出部１５が形成されている。他方で、図１０Ｂに示すように、対向面１２には突出部が形成されていない。複数の突出部１５は、頂部１５ｂが冷却水の流通方向上流側に向かうように２列で配列され、突出部１５の頂部１５ｂは隣り合う突出部１５の頂部１５ｂと同じ向きになる。それぞれの突出部１５は、チューブ１０の幅方向両側に端部１５ａを有し、流体が流通する方向に所定の角度θをもった略Ｖ字状に両側の端部１５ａからの辺を連結するように頂部１５ｂが形成される。
　また、本発明の実施形態の変形例２に係るチューブ１０は、変形例１に係るチューブ１０と同様に一枚の板部材から形成されており、図１１に示すように、チューブ１０の幅方向断面が略Ｂ字状となるように形成されることで、内部に２つの流路４０を有する。
　対向面１１に形成された突出部１５は、突出高さＨ１が０．４ｍｍに設定される。ここで、図１２を参照して、対向面１１と対向面１２との間の距離Ｄに対する突出部１５の突出高さＨ１の比率Ｓ１を変化させたときの熱伝達率と流路抵抗との関係について説明する。図１２の横軸は流路４０の流路抵抗であり、縦軸はチューブ１０と冷却水との間の熱伝達率である。
　図１２のグラフで示すように、熱伝導率は、比率Ｓ１によって変化する。一対の対向面１１、１２のうち一方の対向面１１にのみ突出部１５を形成した場合には、熱伝導率を高くするために、比率Ｓ１は、２０％から６５％の範囲となることが好ましい。したがって、変形例２に係る比率Ｓ１の最適範囲の上限（６５％）は、本発明の実施形態に係る比率Ｓの最適範囲の上限（４０％、図６参照）よりも大きくなる。変形例２のチューブ１０のように一方の対向面１１にのみ突出部１５が形成されている場合の方が、実施形態のチューブ１０のように対向面１１、１２の両方に突出部１５、１６を形成されている場合と比べて、対向面１２側を流れる冷却水に抵抗がかかりにくくなるためである。なお、比率Ｓ１は、最適範囲の上限（６５％）を超えない範囲に設定することで、流路抵抗が大きくなることを抑制し、冷却水を流路４０内に効率的に流通させることができる。
　次に、本発明の実施形態の変形例２に係る流路４０を流れる冷却水の流れについて、図１３Ａ及び図１３Ｂを参照して説明する。図１３Ａは、図１０Ａ及び図１０Ｂに対応し、冷却水がチューブ１０の長手方向に沿って流通する流体解析図である。図１３Ｂは、チューブ１０の長手方向の端部において、チューブ１０の内部を流れる冷却水を下流側から見た流体解析図である。
　図１３Ａ及び図１３Ｂの流体解析図で示すように、冷却水はチューブ１０の長手方向に沿って流通し、チューブ１０の内部を流れる冷却水を突出部１５の作用から左右に２つの領域で強力な渦を発生させることができる。
　以上の実施形態の変形例２によれば、熱交換器としてのラジエータ１００は、対向する一対の対向面１１、１２を有する扁平な形状に形成され、間隔を空けて積層配置される複数のチューブ１０と、チューブ１０の内部に形成され、チューブ１０の外部との間で熱交換を行う冷却水が流通する流路４０と、を備える。一対の対向面１１、１２の少なくともいずれか一方の面として例えば対向面１１には、冷却水が流通する方向に沿って流路４０内に突出するように複数の突出部１５が形成される。複数の突出部１５は、チューブ１０の幅方向両側に形成される端部１５ａと、流体が流通する方向に所定の角度θをもって突出部１５の一部が略Ｖ字状に形成され、略Ｖ字状の突出部１５の頂部１５ｂと、が連結される。頂部１５ｂは、隣り合う突出部の頂部１５ｂと同じ向きに配列される。
　このようなラジエータ１００によれば、チューブ１０の一対の対向面１１、１２の少なくともいずれか一方の面として例えば対向面１１から複数の突出部１５が流路４０内に突出形成されるので、チューブ１０の内部を流れる冷却水を効率よく撹拌することができる。また、複数の突出部１５は、チューブ１０の幅方向両側に形成される端部１５ａと、冷却水が流通する方向に所定の角度θをもって突出部１５の一部が略Ｖ字状に形成され、略Ｖ字状の突出部１５の頂部１５ｂが連結され、頂部１５ｂは隣り合う突出部１５の頂部１５ｂと同じ向きに配列されるので、頂部１５ｂで冷却水の流れを二分し撹拌できるとともに、流路抵抗が増大することを抑制でき熱交換器の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　また、複数の突出部１５は、頂部１５ｂが流体の流通方向上流側に向かうように配列されるので、流れてくる流体をＶ字状に二分するように案内でき流路抵抗を小さくすることができる。
　なお、複数の突出部１５は、図１４に示すように、チューブ１０の幅方向に２以上の頂部１５ｂを有するように形成してもよい。図１４は、本発明の実施形態の変形例３に係るチューブ１０の対向面１１の長手方向に沿う内部断面図である。
　このような態様によれば、熱交換器としてのラジエータ１００では、複数の突出部１５は、チューブ１０の幅方向に２以上の頂部１５ｂをそれぞれ有する。このような態様によっても、流路抵抗の増大を抑えつつ、チューブ１０内の冷却水を２以上の頂部１５ｂによって撹拌することができるので、ラジエータ１００の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　なお、対向面１１、１２の両方に複数の突出部１５、１６をそれぞれ設けた場合において、突出部１５とともに、突出部１６をチューブ１０の幅方向に２以上の頂部１６ｂを有するように形成してもよく、同様の効果を奏することができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　例えば、ラジエータ１００には、チューブ１０を通った冷却水が別のチューブ１０を再度流通するように、複数パスが形成されてもよい。複数パスは、例えば、冷却水を区画する仕切りをタンク２０ａ、２０ｂ内に設けることによって形成される。これにより複数パスが形成されない場合と比べて、より長く流路４０を確保できるので、外気と冷却水との間の熱交換効率を向上させることができる。
　また、上記した実施形態は、ラジエータ１００に限らず、冷凍サイクルの室外熱交換器等にも適用することができる。この場合には、チューブ１０の内部を流通する流体には、冷却水の代わりにＨＦＣ－１３４ａ等の冷媒が用いられる。
　さらに、上記した実施形態は、ＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ　Ｇａｓ　Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）クーラや過給機のインタークーラ等にも適用することができる。この場合には、チューブ１０の外部を流通する流体には、外気の代わりにＥＧＲガスや圧縮された吸入空気が用いられる。
　また、チューブ１０の外部を流通する流体は、気体に限らず、例えば、自動変速機内を循環するＡＴＦ（Ａｕｔｏｍａｔｉｃ　Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ　Ｆｌｕｉｄ）オイル等の液体を用いてもよい。また、突出部１５、１６は、流路内形状を図示しているものであり、薄板のプレスやロール成形等により、板の凹凸加工にて成形したものでもよいことは言うまでもない。
　本願は、２０１６年４月１１日に日本国特許庁に出願された特願２０１６－０７８９６７に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (8)

  1. 　熱交換器であって、
    　対向する一対の対向面を有する扁平な形状に形成され、間隔を空けて積層配置される複数のチューブと、
    　前記チューブの内部に形成され、前記チューブの外部との間で熱交換を行う流体が流通する流路と、を備え、
    　前記一対の対向面の少なくともいずれか一方の面には、流体が流通する方向に沿って前記流路内に突出するように複数の突出部が形成され、
    　前記複数の突出部は、
    　前記チューブの幅方向両側に形成される端部と、
    　流体が流通する方向に所定の角度をもって前記突出部の一部が略Ｖ字状に形成され、前記略Ｖ字状の突出部の頂部と、が連結され、
    　前記頂部は、隣り合う前記突出部の頂部と同じ向きに配列される、
    熱交換器。
  2. 　請求項１に記載の熱交換器であって、
    　前記複数の突出部は、前記頂部が流体の流通方向上流側に向かうように配列される、
    熱交換器。
  3. 　請求項２に記載の熱交換器であって、
    　前記複数の突出部は、前記一対の対向面の両方に形成され、
    　前記一対の対向面の一方の面に形成される複数の突出部は、前記頂部が流体の流通方向上流側に向かうように配列され、
    　前記一対の対向面の他方の面に形成される複数の突出部は、前記頂部が流体の流通方向下流側に向かうように配列される、
    熱交換器。
  4. 　請求項３に記載の熱交換器であって、
    　前記一方の面に形成される複数の突出部と、前記他方の面に形成される複数の突出部とは、前記一対の対向面の積層方向から見たときに菱形を形成する、
    熱交換器。
  5. 　請求項３から請求項４のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
    　前記一方の面に形成される複数の突出部の頂部は、前記他方の面に形成される複数の突出部の端部と、流体が流通する方向における位置がそれぞれ一致する、
    熱交換器。
  6. 　請求項１から請求項５のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
    　前記複数の突出部は、前記チューブの幅方向に２以上の頂部をそれぞれ有する、
    熱交換器。
  7. 　請求項１から請求項６のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
    　前記チューブは、前記チューブの幅方向断面が略Ｂ字状となる一枚の板部材からなり、当該板部材の両辺が屈曲して当該板部材の内面側に当接することで複数の前記流路を形成する、
    熱交換器。
  8. 　請求項１から請求項７のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
    　前記複数の突出部は、隣り合う突出部との間隔が、９ｍｍから２０ｍｍとなるように配列される、
    熱交換器。
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