WO2020202991A1 - 蒸発器用伝熱管、これを備えた蒸発器、及びこれを備えたターボ冷凍機、並びに蒸発器用伝熱管の設計方法及び蒸発器の設計方法 - Google Patents

蒸発器用伝熱管、これを備えた蒸発器、及びこれを備えたターボ冷凍機、並びに蒸発器用伝熱管の設計方法及び蒸発器の設計方法 Download PDF

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fins
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直也 三吉
上田　憲治
良枝 栂野
悠希 清水
大智 吉井
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三菱重工サーマルシステムズ株式会社
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    • F28F13/02—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by influencing fluid boundary

Definitions

  • the present disclosure relates to a heat transfer tube for an evaporator, an evaporator equipped with the heat transfer tube, a turbo chiller equipped with the heat transfer tube, and a method for designing a heat transfer tube for the evaporator and a method for designing the evaporator.
  • Patent Documents 1 and 2 show a heat transfer tube in which a plurality of fins are formed on the outer surface of the heat transfer tube and the tip of each fin is bent so as to form a cavity inside.
  • a heat transfer tube is used in an evaporator, and the refrigerant flowing on the outer circumference on the outer surface of the heat transfer tube boils and evaporates.
  • the present disclosure has been made in view of such circumstances, and is a heat transfer tube for an evaporator capable of improving heat transfer performance on the outer surface of the tube, an evaporator equipped with the heat transfer tube, and a turbo chiller equipped with the heat transfer tube. It is an object of the present invention to provide a method for designing a heat transfer tube for a machine and an evaporator.
  • the heat transfer tube for an evaporator is provided so as to be adjacent to a main body tube portion through which a fluid flows inside and the entire main body tube portion, and protrudes outward from the main body tube portion. It is provided with a plurality of fins whose tip portions are bent so that a cavity is formed inside, and corresponds to the area of a gap between the adjacent fins when the main body tube portion is viewed from the outside.
  • L / Bt is 0.15 or more and 0.5 or less.
  • the outer surface shape of the heat transfer tube for the evaporator is determined by using L / Bt, which is the ratio of L, which is a representative diameter corresponding to the area of the gap between adjacent fins, to Bt, which is the width between the roots of adjacent fins. It was decided to specify.
  • L / Bt is preferably 0.15 or more and 0.5 or less. More preferably, L / Bt is 0.15 or more and 0.25 or less, and more preferably about 0.2. L can be obtained as 2 ⁇ (A0 / ⁇ ) 1/2 when the gap between adjacent fins is A0.
  • the heat transfer tube for an evaporator has different L / Bt in the longitudinal direction of the main body tube portion.
  • the evaporator according to one aspect of the present disclosure includes the heat transfer tube for the evaporator described above.
  • the evaporator according to one aspect of the present disclosure includes a first heat transfer tube for the evaporator provided over the first flow path and a second flow path different from the first flow path.
  • the heat transfer tube for the evaporator is provided, and the first heat transfer tube for the evaporator and the second heat transfer tube for the evaporator have different L / Bt.
  • the turbo chiller includes a turbo compressor that compresses a refrigerant, a condenser that condenses the refrigerant compressed by the turbo compressor, and an expansion valve that expands the refrigerant condensed by the condenser. And the above-mentioned evaporator for evaporating the refrigerant expanded by the expansion valve.
  • the method for designing a heat transfer tube for an evaporator is provided so as to be adjacent to a main body tube portion through which a fluid flows inside and the entire main body tube portion, and protrudes outward from the main body tube portion.
  • This is a method for designing a heat transfer tube for an evaporator, which includes a plurality of fins whose tips are bent so as to form a cavity inside, and is adjacent to the main body tube when viewed from the outside.
  • L / Bt is 0.15 or more and 0.5 or less.
  • the outer surface shape of the heat transfer tube for the evaporator is determined by using L / Bt, which is the ratio of L, which is a representative diameter corresponding to the area of the gap between adjacent fins, to Bt, which is the width between the roots of adjacent fins. It was decided to specify.
  • L / Bt is preferably 0.15 or more and 0.5 or less. More preferably, L / Bt is 0.15 or more and 0.25 or less, and more preferably about 0.2. L can be obtained as 2 ⁇ (A0 / ⁇ ) 1/2 when the gap between adjacent fins is A0.
  • the method for designing a heat transfer tube for an evaporator changes the L / Bt in the longitudinal direction of the main body tube portion.
  • the method for designing an evaporator according to one aspect of the present disclosure is provided so as to be adjacent to a main body pipe portion through which fluid flows inside and the entire main body pipe portion, and the evaporator is projected outward from the main body pipe portion.
  • L / Bt is 0.15 or more and 0.5 or less
  • the heat transfer performance on the outer surface of the tube can be improved by thinning the liquid in the cavity between the main body tube and the fins and suppressing dryout.
  • FIG. 2A It is a schematic block diagram which showed the turbo chiller which concerns on one Embodiment of this disclosure. It is a perspective view which showed the schematic structure of an evaporator. It is a vertical sectional view of the evaporator of FIG. 2A. It is a perspective view which showed the flow of the cold water and the refrigerant of the evaporator of FIG. 2A. It is a perspective view which showed the heat transfer tube for cold water. It is a partially enlarged perspective view which showed the part of the outer surface of the heat transfer tube for cold water of FIG. 3A enlarged. It is a perspective view which showed the circumference of one fin. It is a graph which showed the heat transfer coefficient outside the tube of the heat transfer tube for cold water.
  • the turbo chiller 1 includes a turbo compressor 3 that compresses a refrigerant, a condenser 5 that condenses a high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the turbo compressor 3, and a condenser 5.
  • An expansion valve 7 for expanding the liquid refrigerant derived from the above and an evaporator 9 for evaporating the liquid refrigerant expanded by the expansion valve 7 are provided.
  • the refrigerant for example, a low-pressure refrigerant such as R1233zd (E) is used, and the low-pressure part such as an evaporator may become atmospheric pressure or less during operation.
  • the high-pressure refrigerant is, for example, R134a.
  • the turbo compressor 3 is a centrifugal compressor and is driven by an electric motor 11 whose rotation speed is controlled by an inverter.
  • the output of the inverter is controlled by a control unit (not shown).
  • the turbo compressor 3 is provided with an impeller 3a that rotates around a rotating shaft 3b. Rotational power is transmitted from the electric motor 11 to the rotary shaft 3b via the speed-increasing gear 12.
  • the condenser 5 is, for example, a shell-and-tube type heat exchanger.
  • the cooling water outflow pipe 6a and the cooling water return pipe 6b are connected to the cooling water heat transfer pipe 5a.
  • the cooling water guided to the condenser 5 via the cooling water flow pipe 6a is guided to a cooling tower (not shown) via the cooling water return pipe 6b, exhausts heat to the outside, and then passes through the cooling water flow pipe 6a. It is designed to be guided to the condenser 5 again.
  • the cooling water flow pipe 6a is provided with a cooling water pump 14 for sending cooling water.
  • the expansion valve 7 is an electric type, and the opening degree is arbitrarily set by the control unit.
  • the evaporator 9 is, for example, a shell-and-tube type heat exchanger.
  • a cold water heat transfer tube (heat transfer tube for an evaporator) 9a through which cold water that exchanges heat with a refrigerant flows through the evaporator 9 is inserted.
  • a cold water outflow pipe 10a and a cold water return pipe 10b are connected to the cold water heat transfer pipe 9a.
  • the chilled water guided to the evaporator 9 via the chilled water going pipe 10a is cooled to a rated temperature (for example, 7 ° C.), guided to an external load (not shown) through the chilled water return pipe 10b to supply cold water, and then chilled water. It is guided to the evaporator 9 again via the outgoing pipe 10a.
  • a chilled water pump 13 for sending chilled water is provided in the chilled water outflow pipe 10a.
  • FIG. 2A shows a perspective view of the evaporator 9.
  • the refrigerant chamber 20 is formed in the shell 16.
  • the shell 16 has a substantially cylindrical shape having a central axis in a substantially horizontal direction.
  • Water chambers 18 and 19 are provided at both ends of the shell 16, respectively.
  • the internal space of the shell 16 is partitioned by tube plates 22 and 23 provided at both ends.
  • the water chambers 18 and 19 and the refrigerant chamber 20 are separated by the pipe plates 22 and 23.
  • the water chamber 18 on one end side (left side in the figure) of the shell 16 is divided into an inlet water chamber 27 and an outlet water chamber 28 by a water chamber partition plate 25.
  • a cold water return pipe 10b is connected to the inlet water chamber 27, and a cold water outflow pipe 10a is connected to the outlet water chamber 28.
  • the water chamber 19 on the other end side of the shell 16 is a space so that the cold water that has flowed in can be turned back and flow out.
  • a large number of cold water heat transfer tubes 9a through which cold water flows are provided in parallel between the inlet water chamber 27 and the water chamber 19, and cold water is also provided inside between the water chamber 19 and the outlet water chamber 28.
  • a heat transfer tube 9a for flowing cold water is provided.
  • the cold water heat transfer tube 9a is supported by tube plates 22 and 23 arranged at both ends.
  • a refrigerant inlet pipe 30 through which the refrigerant is guided from the expansion valve 7 is connected to the lower part of the refrigerant chamber 20.
  • a refrigerant outlet pipe 31 is connected to the upper part of the refrigerant chamber 20 to discharge the gas refrigerant evaporated in the refrigerant chamber 20 to the turbo compressor 3 side.
  • a large number of cold water heat transfer tubes 9a are provided by being divided into a plurality of tube groups.
  • a distributor 33 for dispersing the refrigerant is provided below all the pipe groups.
  • a demister 34 for supplementing the mist-like refrigerant is provided above all the pipe groups.
  • the flows of cold water and refrigerant are indicated by arrows.
  • the cold water indicated by the white arrow flows from left to right, then turns back, and flows from right to left.
  • the refrigerant indicated by the black arrow is supplied from below and evaporates while passing through the group formed by the cold water heat transfer tube 9a, and the gas refrigerant flows upward.
  • the cold water heat transfer tube 9a includes a main body tube portion 9b and a large number of fins 9c formed on the outer periphery of the main body tube portion 9b.
  • Cold water flows inside the main body pipe portion 9b.
  • the refrigerant comes into contact with the outer circumference of the main body pipe portion 9b and the fins 9c.
  • a large number of fins 9c are provided in the longitudinal direction and the circumferential direction of the main body tube portion 9b so as to be adjacent to the entire main body tube portion 9b.
  • the fin 9c has a shape in which the tip portion 9c1 is bent so as to project outward from the main body tube portion 9b and form a cavity S inside (see FIG. 3C).
  • each fin 9c has a tip portion 9c1 bent in a planar shape.
  • the planar tip portion 9c1 is connected in the longitudinal direction and the circumferential direction of the cold water heat transfer tube 9a to form the outer peripheral surface of the cold water heat transfer tube 9a.
  • the recess may be provided so that the substantially central portion of the outer surface of each tip portion 9c1 is recessed.
  • a gap BL is formed between the adjacent fins 9c.
  • the representative diameter corresponding to this area A0 is L.
  • FIG. 3C shows an enlarged perspective view of the circumference of one fin 9c. Boiling heat transfer takes place in the cavity S.
  • a liquid film F of the refrigerant is formed on the outer surface of the main body tube portion 9b and the inner surface of the fins 9c.
  • the liquid film F is preferably thinned in order to improve heat transfer.
  • the tip portion 9c1 bent in a planar shape of the fin 9c is preferably 40 to 50% of the total length of the fin 9c in the protruding direction.
  • the thickness dimension Bf at the base of the fin 9c is preferably 0.2 to 0.25 mm.
  • the corner portion Bc between the base of the fin 9c and the main body tube portion 9b preferably has a shape as smooth as possible.
  • the corner portion Bc is preferably R-shaped and has a radius of curvature of 0.04 to 0.06 mm. This is because the low-pressure refrigerant has a higher surface tension than the high-pressure refrigerant, so that the wettability is improved.
  • the inclination angle ⁇ of the fin 9c is preferably 100 to 120 ° on the obtuse angle side.
  • the representative diameter L of the gap BL is determined in relation to the tunnel width Bt, which is the width between the roots of the adjacent fins 9c. Specifically, using L / Bt, which is the ratio of the representative diameter L to the tunnel width Bt, 0.15 ⁇ L / Bt ⁇ 0.5 And. More preferably, L / Bt is 0.15 or more and 0.25 or less, and more preferably about 0.2.
  • the L / Bt value may be set differently in the longitudinal direction of the cold water heat transfer tube 9a. That is, the value of L / Bt may be optimized in the longitudinal direction of the cold water heat transfer tube 9a.
  • the L / Bt value may be set to be different for each group of a large number of cold water heat transfer tubes 9a. That is, the L / Bt may be different for each different flow path. For example, the L / Bt is made different between the pipe group in which the upstream side of the cold water flow is connected to the inlet water chamber 27 (see FIG. 2A) and the pipe group in which the downstream end is connected to the outlet water chamber 28 (see FIG. 2A). ..
  • the reason for setting the numerical range as described above is as follows. Tests were conducted on fins 9c having various shapes by changing the representative diameter L and the tunnel width Bt.
  • the refrigerant used was R1233zd (E), which is a low-pressure refrigerant, and the saturation temperature was 6 ° C.
  • the vertical axis shows the heat transfer coefficient outside the tube, that is, the heat transfer characteristics by the fins 9c.
  • the horizontal axis shows the tunnel width Bt, the recessed area ratio, the opening representative length (that is, the representative diameter L), and the opening representative length / tunnel width (that is, L / Bt) in order from the left.
  • the recessed area ratio indicates the area ratio of the recessed portion provided on the outer surface of the tip portion 9c1 of the fin 9c.
  • the fins 9c in the shape of TUBE D marked with ⁇ have the best heat transfer coefficient outside the tube, but no significant difference is observed depending on the tunnel width Bt.
  • a significant difference is observed depending on the representative length of the opening, which is the representative diameter L, but when arranged by L / Bt (representative length of the opening / tunnel width), a difference in the shape of each fin 9c is further observed. Therefore, it can be seen that it is preferable to arrange by L / Bt and design the shape of the fin 9c in the range of 0.15 or more and 0.5. Such a parameter range makes it possible to thin the refrigerant (liquid) in the cavity S and suppress dryout.
  • a low-pressure refrigerant having a larger specific volume than a high-pressure refrigerant such as R134a can be designed to have a larger cavity S. Further, since the low-pressure refrigerant has a larger density difference between the liquid and the gas and the buoyancy is larger than that of the high-pressure refrigerant, it is difficult for the gas refrigerant to flow out from the cavity S (so that the liquid film does not become thick due to excessive supply of the liquid refrigerant). ), It is possible to design to reduce the area of the gap BL.

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Abstract

管外表面において熱伝達性能を向上させることができる蒸発器用伝熱管を提供する。冷水用伝熱管（９ａ）は、内部に冷水が流通する本体管部（９ｂ）と、本体管部（９ｂ）の全体にわたって隣接するように設けられ、本体管部（９ｂ）から外方向へ突出するとともに、内部に空洞（Ｓ）が形成されるように先端部（９ｃ１）が折り曲げられた複数のフィン（９ｃ）と、を備えている。本体管部（９ｂ）を外方向から見た場合に、隣接するフィン（９ｃ）の隙間（ＢＬ）の面積に相当する代表直径をＬ、隣接するフィン（９ｃ）の根元間の幅をトンネル幅Ｂｔとしたとき、Ｌ／Ｂｔが０．１５以上０．５以下とされている。

Description

蒸発器用伝熱管、これを備えた蒸発器、及びこれを備えたターボ冷凍機、並びに蒸発器用伝熱管の設計方法及び蒸発器の設計方法
　本開示は、蒸発器用伝熱管、これを備えた蒸発器、及びこれを備えたターボ冷凍機、並びに蒸発器用伝熱管の設計方法及び蒸発器の設計方法に関するものである。
　下記特許文献１及び２には、伝熱管の外表面に複数のフィンが形成され、内部に空洞が形成されるように各フィンの先端が折り曲げられた伝熱管が示されている。このような伝熱管は、蒸発器に用いられ、伝熱管の外表面で外周を流れる冷媒が沸騰して蒸発する。
米国特許出願公開第２００６／００７５７７２号明細書 米国特許出願公開第２００６／００７５７７３号明細書
　伝熱管の外表面と冷媒との熱伝達を向上させるために種々の形状が提案されている。しかし、どのような形状が伝熱性能に影響を及ぼすのかについては未だ明確に整理されていない。
　本開示は、このような事情に鑑みてなされたものであって、管外表面において熱伝達性能を向上させることができる蒸発器用伝熱管、これを備えた蒸発器、及びこれを備えたターボ冷凍機、並びに蒸発器用伝熱管の設計方法を提供することを目的とする。
　本開示の一態様に係る蒸発器用伝熱管は、内部に流体が流通する本体管部と、前記本体管部の全体にわたって隣接するように設けられ、該本体管部から外方向へ突出するとともに、内部に空洞が形成されるように先端部が折り曲げられた複数のフィンと、を備え、前記本体管部を前記外方向から見た場合に、隣接する前記フィンの間の隙間の面積に相当する代表直径をＬ、隣接する前記フィンの根元間の幅をＢｔとしたとき、Ｌ／Ｂｔが０．１５以上０．５以下とされている。
　蒸発器用伝熱管の外側で行われる沸騰熱伝達を促進するためには、本体管部とフィンとの間の空洞における液体の薄膜化とドライアウトの抑制が有効であることを見出した。そこで、隣接するフィン間の隙間の面積に相当する代表直径であるＬと隣接するフィンの根元間の幅であるＢｔとの比であるＬ／Ｂｔを用いて蒸発器用伝熱管の外表面形状を規定することとした。種々検討の結果、Ｌ／Ｂｔは０．１５以上０．５以下が好ましい。より好ましくは、Ｌ／Ｂｔは、０．１５以上０．２５以下、更に好ましくは０．２程度とされる。
　Ｌは、隣接するフィン間の隙間をＡ０とした場合、２×（Ａ０／π）１／２として得ることができる。
　さらに、本開示の一態様に係る蒸発器用伝熱管は、前記本体管部の長手方向において前記Ｌ／Ｂｔが異なる。
　本体管部の長手方向において沸騰状態が変化する。そこで、本体管部の長手方向においてＬ／Ｂｔを異ならせることとした。これにより、蒸発器用伝熱管の長手方向においても熱伝達性能を最適化することができる。
　本開示の一態様に係る蒸発器は、上記に記載の蒸発器用伝熱管を備えている。
　本開示の一態様に係る蒸発器は、第１の流路にわたって設けられた第１の前記蒸発器用伝熱管と、前記第１の流路とは異なる第２の流路にわたって設けられた第２の前記蒸発器用伝熱管と、を備え、前記第１の前記蒸発器用伝熱管と前記第２の前記蒸発器用伝熱管とは、前記Ｌ／Ｂｔが異なる。
　例えば上流側のパスと下流側のパスのように流路が異なると、それぞれの流路（パス）で伝熱状態が異なる。そこで、流路ごとにＬ／Ｂｔを異ならせて、流路（パス）ごとに熱伝達性能を最適化することとした。
　本開示の一態様に係るターボ冷凍機は、冷媒を圧縮するターボ圧縮機と、前記ターボ圧縮機によって圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、前記凝縮器によって凝縮された冷媒を膨張させる膨張弁と、前記膨張弁によって膨張した冷媒を蒸発させる上記の蒸発器と、を備えている。
　本開示の一態様に係る蒸発器用伝熱管の設計方法は、内部に流体が流通する本体管部と、前記本体管部の全体にわたって隣接するように設けられ、該本体管部から外方向へ突出するとともに、内部に空洞が形成するように先端が折り曲げられた複数のフィンと、を備えた蒸発器用伝熱管の設計方法であって、前記本体管部を前記外方向から見た場合に、隣接する前記フィンの隙間の面積に相当する代表直径をＬ、隣接する前記フィンの根元間の幅をＢｔとしたとき、Ｌ／Ｂｔを０．１５以上０．５以下とする。
　蒸発器用伝熱管の外側で行われる沸騰熱伝達を促進するためには、本体管部とフィンとの間の空洞における液体の薄膜化とドライアウトの抑制が有効であることを見出した。そこで、隣接するフィン間の隙間の面積に相当する代表直径であるＬと隣接するフィンの根元間の幅であるＢｔとの比であるＬ／Ｂｔを用いて蒸発器用伝熱管の外表面形状を規定することとした。種々検討の結果、Ｌ／Ｂｔは０．１５以上０．５以下が好ましい。より好ましくは、Ｌ／Ｂｔは、０．１５以上０．２５以下、更に好ましくは０．２程度とされる。
　Ｌは、隣接するフィン間の隙間をＡ０とした場合、２×（Ａ０／π）１／２として得ることができる。
　本開示の一態様に係る蒸発器用伝熱管の設計方法は、前記本体管部の長手方向において前記Ｌ／Ｂｔを変化させる。
　本体管部の長手方向において沸騰状態が変化する。そこで、本体管部の長手方向においてＬ／Ｂｔを異ならせることとした。これにより、蒸発器用伝熱管の長手方向においても熱伝達を最適化することができる。
　本開示の一態様に係る蒸発器の設計方法は、内部に流体が流通する本体管部と、前記本体管部の全体にわたって隣接するように設けられ、該本体管部から外方向へ突出するとともに、内部に空洞が形成するように先端が折り曲げられた複数のフィンと、を備えた蒸発器用伝熱管を備えた蒸発器の設計方法であって、前記本体管部を前記外方向から見た場合に、隣接する前記フィンの隙間の面積に相当する代表直径をＬ、隣接する前記フィンの根元間の幅をＢｔとしたとき、Ｌ／Ｂｔを０．１５以上０．５以下とし、第１の流路にわたって設けられた第１の前記蒸発器用伝熱管の前記Ｌ／Ｂｔと、前記第１の流路とは異なる第２の流路にわたって設けられた第２の前記蒸発器用伝熱管の前記Ｌ／Ｂｔと、を異ならせる。
　例えば上流側のパスと下流側のパスのように流路が異なると、それぞれの流路（パス）で伝熱状態が異なる。そこで、流路ごとにＬ／Ｂｔを異ならせて、流路（パス）ごとに熱伝達性能を最適化することとした。
　本体管部とフィンとの間の空洞における液体の薄膜化とドライアウトの抑制を行うことで、管外表面における熱伝達性能を向上させることができる。
本開示の一実施形態に係るターボ冷凍機を示した概略構成図である。 蒸発器の概略構成を示した斜視図である。 図２Ａの蒸発器の縦断面図である。 図２Ａの蒸発器の冷水及び冷媒の流れを示した斜視図である。 冷水用伝熱管を示した斜視図である。 図３Ａの冷水用伝熱管の外表面の一部を拡大して示した部分拡大斜視図である。 １つのフィンの周囲を示した斜視図である。 冷水用伝熱管の管外熱伝達率を示したグラフである。
　以下に、本開示に係る一実施形態について、図面を参照して説明する。
　図１に示されているように、ターボ冷凍機１は、冷媒を圧縮するターボ圧縮機３と、ターボ圧縮機３によって圧縮された高温高圧のガス冷媒を凝縮する凝縮器５と、凝縮器５から導かれた液冷媒を膨張させる膨張弁７と、膨張弁７によって膨張された液冷媒を蒸発させる蒸発器９とを備えている。
　冷媒としては、例えばＲ１２３３ｚｄ（Ｅ）といった低圧冷媒が用いられており、運転中には蒸発器等の低圧部が大気圧以下となる場合がある。なお、Ｒ１２３３ｚｄ（Ｅ）等の低圧冷媒に対して、高圧冷媒は例えばＲ１３４ａが挙げられる。
　ターボ圧縮機３は、遠心式圧縮機であり、インバータによって回転数制御された電動機１１によって駆動されている。インバータは、制御部（図示せず）によってその出力が制御されている。
　ターボ圧縮機３は、回転軸３ｂ周りに回転する羽根車３ａを備えている。回転軸３ｂには、増速歯車１２を介して電動機１１から回転動力が伝達される。
　凝縮器５は、例えばシェルアンドチューブ型とされた熱交換器とされている。凝縮器５には、冷媒を冷却するための冷却水が内部を流通する冷却水用伝熱管５ａが挿通されている。冷却水用伝熱管５ａには、冷却水往き配管６ａと冷却水戻り配管６ｂとが接続されている。冷却水往き配管６ａを介して凝縮器５に導かれた冷却水は、冷却水戻り配管６ｂを介して図示しない冷却塔に導かれ外部へと排熱した後に、冷却水往き配管６ａを介して再び凝縮器５へと導かれるようになっている。冷却水往き配管６ａには、冷却水を送水する冷却水ポンプ１４が設けられている。
　膨張弁７は、電動式とされており、制御部によって開度が任意に設定されるようになっている。
　蒸発器９は、例えばシェルアンドチューブ型とされた熱交換器とされている。蒸発器９には、冷媒と熱交換する冷水が内部を流通する冷水用伝熱管（蒸発器用伝熱管）９ａが挿通されている。冷水用伝熱管９ａには、冷水往き配管１０ａと冷水戻り配管１０ｂとが接続されている。冷水往き配管１０ａを介して蒸発器９に導かれた冷水は、定格温度（例えば７℃）まで冷却され、冷水戻り配管１０ｂを介して図示しない外部負荷に導かれて冷熱を供給した後に、冷水往き配管１０ａを介して再び蒸発器９へと導かれるようになっている。冷水往き配管１０ａには、冷水を送水する冷水ポンプ１３が設けられている。
　図２Ａには、蒸発器９の斜視図が示されている。同図に示されているように、シェル１６内に冷媒室２０が形成されている。シェル１６は、略水平方向に中心軸線を有する略円筒形状とされている。シェル１６の両端には水室１８，１９がそれぞれ設けられている。シェル１６の内部空間は、両端に設けられた管板２２，２３によって仕切られている。管板２２，２３によって、水室１８，１９と冷媒室２０とが分けられている。
　シェル１６の一端側（同図において左側）の水室１８は、水室仕切板２５によって、入口水室２７と出口水室２８とに仕切られている。入口水室２７には冷水戻り配管１０ｂが接続され、出口水室２８には冷水往き配管１０ａが接続されている。
　シェル１６の他端側（同図において右側）の水室１９は、流れ込んだ冷水が折り返して流出できるように一つの空間とされている。入口水室２７と水室１９との間には、内部に冷水が流れる冷水用伝熱管９ａが多数本並列に設けられ、水室１９と出口水室２８との間にも、内部に冷水が流れる冷水用伝熱管９ａが設けられている。冷水用伝熱管９ａは、両端部に配置された管板２２，２３によって支持されている。
　冷媒室２０の下部には、膨張弁７から冷媒が導かれる冷媒入口配管３０が接続されている。冷媒室２０の上部には、冷媒室２０にて蒸発したガス冷媒がターボ圧縮機３側に排出される冷媒出口配管３１が接続されている。
　図２Ｂに示されているように、多数の冷水用伝熱管９ａは、複数の管群に分けられて設けられている。全ての管群の下方には、冷媒を分散させるディストリビュータ３３が設けられている。全ての管群の上方には、ミスト状の冷媒を補足するデミスタ３４が設けられている。
　図２Ｃには、冷水と冷媒の流れが矢印で示されている。白抜き矢印で示された冷水は左方から右方へ流れた後に折り返し、右方から左方へと流れる。黒塗り矢印で示された冷媒は、下方から供給され、冷水用伝熱管９ａで形成された群の中を通過する間に蒸発し、ガス冷媒が上方へと流れる。
　図３Ａに示すように、冷水用伝熱管９ａは、本体管部９ｂと、本体管部９ｂの外周に形成された多数のフィン９ｃとを備えている。本体管部９ｂの内部には冷水が流通する。本体管部９ｂの外周およびフィン９ｃには冷媒が接触する。
　フィン９ｃは、本体管部９ｂの全体にわたって隣接するように、本体管部９ｂの長手方向及び周方向に多数設けられている。フィン９ｃは、本体管部９ｂから外方向へ突出するとともに、内部に空洞Ｓが形成されるように先端部９ｃ１が折り曲げられた形状とされている（図３Ｃ参照）。
　図３Ｂには、冷水用伝熱管９ａの外表面の一部Ｐ（図３Ａ参照）が拡大して示されている。同図に示すように、各フィン９ｃは、先端部９ｃ１が面状に折り曲げられている。面状とされた先端部９ｃ１が冷水用伝熱管９ａの長手方向及び周方向に連なることによって、冷水用伝熱管９ａの外周面を形成している。なお、各先端部９ｃ１の外表面の略中央部が凹むように凹部を設けることとしても良い。
　隣り合うフィン９ｃ間には、隙間ＢＬが形成されている。一対のフィン９ｃ間に形成される１つの隙間ＢＬ（同図において塗りつぶした部分）の面積をＡ０とした場合、この面積Ａ０に相当する代表直径をＬとする。代表直径Ｌは、下式から求められる。
　　Ｌ＝２×（Ａ０／π）１／２
　図３Ｃには、１つのフィン９ｃの周囲を拡大した斜視図が示されている。空洞Ｓ内で沸騰熱伝達が行われる。本体管部９ｂの外表面およびフィン９ｃの内表面には冷媒の液膜Ｆが形成される。液膜Ｆは熱伝達向上のため薄膜化することが好ましい。
　フィン９ｃの面状に折り曲げられた先端部９ｃ１は、フィン９ｃの突出方向の全体長さに対して４０～５０％とされているのが好ましい。
　フィン９ｃの根元の厚さ寸法Ｂｆは、好ましくは０．２～０．２５ｍｍとされている。フィン９ｃの根元と本体管部９ｂとの間の角部Ｂｃは、可及的に滑らかな形状とするのが好ましい。具体的には、角部Ｂｃは、Ｒ形状とし、曲率半径は０．０４～０．０６ｍｍが好ましい。低圧冷媒は高圧冷媒に比べて表面張力が大きいので、濡れ性が良くなるようにするためである。
　フィン９ｃの傾斜角度αは、鈍角側で、１００～１２０°とするのが好ましい。
　隙間ＢＬの代表直径Ｌは、隣接するフィン９ｃの根元間の幅であるトンネル幅Ｂｔとの関係で決定される。具体的には、トンネル幅Ｂｔに対する代表直径Ｌの比であるＬ／Ｂｔを用いて、
　　　０．１５≦　Ｌ／Ｂｔ　≦０．５
　とする。より好ましくは、Ｌ／Ｂｔは、０．１５以上０．２５以下、更に好ましくは０．２程度とされる。
　Ｌ／Ｂｔの値は、冷水用伝熱管９ａの長手方向において異なるように設定しても良い。すなわち、冷水用伝熱管９ａの長手方向においてＬ／Ｂｔの値を最適化しても良い。
　Ｌ／Ｂｔの値は、多数の冷水用伝熱管９ａの管群ごとに異なるように設定しても良い。すなわち、異なる流路（パス）ごとにＬ／Ｂｔを異ならせても良い。例えば、入口水室２７（図２Ａ参照）に冷水流れの上流側が接続された管群と、出口水室２８（図２Ａ参照）に下流端が接続された管群とでＬ／Ｂｔを異ならせる。
　上記のような数値範囲とした理由は以下の通りである。
　代表直径Ｌとトンネル幅Ｂｔを変化させて、種々の形状のフィン９ｃについて試験を行った。冷媒は低圧冷媒であるＲ１２３３ｚｄ（Ｅ）を用い、飽和温度は６℃とした。
　図４には、４つのグラフが示されており、縦軸は管外熱伝達率すなわちフィン９ｃによる熱伝達特性を示している。横軸は、左から順に、トンネル幅Ｂｔ、凹部面積割合、開口部代表長さ（すなわち代表直径Ｌ）、開口部代表長さ／トンネル幅（すなわちＬ／Ｂｔ）を示している。なお、凹部面積割合は、フィン９ｃの先端部９ｃ１の外表面に設けられた凹部の面積割合を示す。
　図４に示すように、□印のＴＵＢＥ　Ｄの形状のフィン９ｃが最も管外熱伝達率が良いが、トンネル幅Ｂｔによる有意な差異は見られない。代表直径Ｌである開口部代表長さによる有意な差が認められるが、Ｌ／Ｂｔ（開口部代表長さ／トンネル幅）で整理すると、さらに各フィン９ｃ形状の差が認められる。したがって、Ｌ／Ｂｔで整理し、０．１５以上０．５の範囲でフィン９ｃの形状を設計することが好ましいことが分かる。このようなパラメータ範囲は、空洞Ｓにおける冷媒（液）の薄膜化とドライアウトの抑制を可能とする。
　たとえは、Ｒ１３４ａのような高圧冷媒に比べて比体積の大きい低圧冷媒は、より大きな空洞Ｓとする設計が可能である。さらに、高圧冷媒に比べて低圧冷媒の方が液とガスの密度差が大きく浮力が大きくなるため、ガス冷媒が空洞Ｓから流出し難いように（液冷媒供給過多で液膜が厚くならないように）、隙間ＢＬの面積を小さくするという設計が可能である。
　以上の通り、本実施形態によれば以下の作用効果を奏する。
　Ｌ／Ｂｔは０．１５以上０．５以下としたので、本体管部９ｂとフィン９ｃとの間の空洞Ｓにおける液膜Ｆの薄膜化とドライアウトの抑制が行われ、冷水用伝熱管９ａの外側で行われる沸騰熱伝達を促進することができる。
　冷水用伝熱管９ａの長手方向において沸騰状態が変化するので、冷水用伝熱管９ａの長手方向においてＬ／Ｂｔを異ならせることとした。これにより、冷水用伝熱管９ａの長手方向においても熱伝達性能を最適化することができる。
　多数の冷水用伝熱管９ａの管群ごとにＬ／Ｂｔを異ならせることとした。これにより、管群ごとの伝熱状態に応じて熱伝達性能を最適化することができる。
１　ターボ冷凍機
３　ターボ圧縮機
３ａ　羽根車
３ｂ　回転軸
５　凝縮器
７　膨張弁
９　蒸発器
９ａ　冷水用伝熱管（蒸発器用伝熱管）
９ｂ　本体管部
９ｃ　フィン
９ｃ１　先端部
１０ａ　冷水往き配管
１０ｂ　冷水戻り配管
１１　電動機
１２　増速歯車
１３　冷水ポンプ
１４　冷却水ポンプ
１６　シェル
１８，１９　水室
２０　冷媒室
２２，２３　管板
２５　水室仕切板
２７　入口水室
２８　出口水室
３０　冷媒入口配管
３１　冷媒出口配管
３３　ディストリビュータ
３４　デミスタ
ＢＬ　隙間
Ｂｔ　トンネル幅
Ｆ　液膜
Ｌ　代表直径
Ｓ　空洞
α　（フィンの）傾斜角度

Claims (9)

  1. 　内部に流体が流通する本体管部と、
    　前記本体管部の全体にわたって隣接するように設けられ、該本体管部から外方向へ突出するとともに、内部に空洞が形成されるように先端部が折り曲げられた複数のフィンと、
    を備え、
    　前記本体管部を前記外方向から見た場合に、隣接する前記フィンの間の隙間の面積に相当する代表直径をＬ、隣接する前記フィンの根元間の幅をＢｔとしたとき、
    　Ｌ／Ｂｔが０．１５以上０．５以下とされている蒸発器用伝熱管。
  2. 　前記Ｌ／Ｂｔは、０．１５以上０．２５以下とされている請求項１に記載の蒸発器用伝熱管。
  3. 　前記本体管部の長手方向において前記Ｌ／Ｂｔが異なる請求項１又は２に記載の蒸発器用伝熱管。
  4. 　請求項１から３のいずれかに記載の蒸発器用伝熱管を備えた蒸発器。
  5. 　第１の流路にわたって設けられた第１の前記蒸発器用伝熱管と、
    　前記第１の流路とは異なる第２の流路にわたって設けられた第２の前記蒸発器用伝熱管と、
    を備え、
    　前記第１の前記蒸発器用伝熱管と前記第２の前記蒸発器用伝熱管とは、前記Ｌ／Ｂｔが異なる請求項４に記載の蒸発器。
  6. 　冷媒を圧縮するターボ圧縮機と、
    　前記ターボ圧縮機によって圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、
    　前記凝縮器によって凝縮された冷媒を膨張させる膨張弁と、
    　前記膨張弁によって膨張した冷媒を蒸発させる請求項４又は５に記載の蒸発器と、
    を備えたターボ冷凍機。
  7. 　内部に流体が流通する本体管部と、
    　前記本体管部の全体にわたって隣接するように設けられ、該本体管部から外方向へ突出するとともに、内部に空洞が形成するように先端が折り曲げられた複数のフィンと、
    を備えた蒸発器用伝熱管の設計方法であって、
    　前記本体管部を前記外方向から見た場合に、隣接する前記フィンの隙間の面積に相当する代表直径をＬ、隣接する前記フィンの根元間の幅をＢｔとしたとき、
    　Ｌ／Ｂｔを０．１５以上０．５以下とする蒸発器用伝熱管の設計方法。
  8. 　前記本体管部の長手方向において前記Ｌ／Ｂｔを変化させる請求項７に記載の蒸発器用伝熱管の設計方法。
  9. 　内部に流体が流通する本体管部と、
    　前記本体管部の全体にわたって隣接するように設けられ、該本体管部から外方向へ突出するとともに、内部に空洞が形成するように先端が折り曲げられた複数のフィンと、
    　を備えた蒸発器用伝熱管を備えた蒸発器の設計方法であって、
    　前記本体管部を前記外方向から見た場合に、隣接する前記フィンの隙間の面積に相当する代表直径をＬ、隣接する前記フィンの根元間の幅をＢｔとしたとき、
    　Ｌ／Ｂｔを０．１５以上０．５以下とし、
    　第１の流路にわたって設けられた第１の前記蒸発器用伝熱管の前記Ｌ／Ｂｔと、前記第１の流路とは異なる第２の流路にわたって設けられた第２の前記蒸発器用伝熱管の前記Ｌ／Ｂｔと、を異ならせる蒸発器の設計方法。
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