JP5777612B2

JP5777612B2 - 熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置

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Publication number: JP5777612B2
Application number: JP2012518376A
Authority: JP
Inventors: 直孝岩澤; 幸雄山口; 浩隆門
Original assignee: Sanden Holdings Corp
Current assignee: Sanden Holdings Corp
Priority date: 2010-05-31
Filing date: 2011-05-30
Publication date: 2015-09-09
Anticipated expiration: 2031-05-30
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Description

本発明は、空調、冷凍、冷蔵、給湯等のために冷媒と空気等の気体間で熱交換するための熱交換器に関し、特に二酸化炭素冷媒を用いる冷凍回路における熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置に関するものである。

近年、この種の熱交換器は、適用機器の高性能化及び小型化の要求に伴い、熱交換量の増加、小型化及び軽量化の一層の改良が要求されており、このため、この点を改良したフィンチューブ型熱交換器が提案されている（例えば、特許文献１、２参照）。
特許文献１の熱交換器は、多数平行に配置されその間を気体が流動する複数の板状フィンと、この各板状フィンへ直角に挿入され、内部を作動流体が通過し、気体の通過する方向に対して直角方向の段方向へ複数段設けられるとともに気体通過方向の列方向に複数列設けられた外径Ｄ（３mm≦Ｄ≦７mm）の伝熱管と、前記板状フィン面上に設けられ、気体の流れに対向して開口部を有する切り起こしとを備え、前記伝熱管の段方向の段ピッチＤｐを２Ｄ≦Ｄｐ≦３Ｄとし、前記伝熱管の列方向の列ピッチＬｐを２Ｄ≦Ｌｐ≦３．５Ｄとし、前記板状フィンのフィンピッチＦｐを０．５Ｄ≦Ｆｐ≦０．７Ｄとしている。これにより、通風抵抗が小さくかつ伝熱性能の良好な熱交換器を達成可能である。

また、特許文献２では、間隔を空けて略平行に並べられ、その間隙を流体Ａが流動する多数のフィンと、前記フィンに略垂直に挿入され、内部に流体Ｂが流動する多数の伝熱管から構成されたフィンチューブ型熱交換器において、前記伝熱管の管外径Ｄを１mm≦Ｄ＜５mm、前記伝熱管の流体Ａの流動方向の管列ピッチＬ１を２．５Ｄ＜Ｌ１≦３．４Ｄ、流体Ａの流動方向と垂直方向の管段ピッチＬ２を３．０Ｄ＜Ｌ２≦３．９Ｄとしたフィンチューブ型熱交換器の流体Ｂに二酸化炭素を用いている。これにより、従来のフィンチューブ型熱交換器に比して、熱交換量と耐着霜性能のバランスが良い、コンパクトで高耐圧な熱交換器を得ることができる。しかも、流体Ｂに、二酸化炭素を用いたことで、その冷媒特性が高圧、高密度なことにより、伝熱管内の圧力損失が温度変化に与える影響が小さく、多くの熱交換量を得ることが可能である。

特開２０００−２７４９８２号公報特開２００５−９８２７号公報

しかし、特許文献１では、伝熱性能の良好な熱交換器を得るために、熱交換器の伝熱管の外径Ｄ、伝熱管の段方向の段ピッチＤｐ、伝熱管の列方向の列ピッチＬｐ、板状フィンのフィンピッチＦｐのそれぞれの寸法値を所定範囲に定めているが、例えば、段ピッチの範囲については、段ピッチをパラメータとして、その他の寸法値は必ずしも最適値の範囲ではなく一定として熱交換量を算出して定めている。従って、一定にしたその他の寸法値が他の値になったときの段ピッチと熱交換量との関係が不明であるため、一定にしたその他の寸法値が他の値になったときにおいては、段ピッチが所定範囲において熱交換量が大きいか否か不明である。

また、特許文献２では、十分に熱交換量と耐着霜性能のバランスが良いフィンチューブ型熱交換器を得るために、管外径Ｄを１mm≦Ｄ＜５mmの範囲において、管列ピッチＬ１を２．５Ｄ＜Ｌ１≦３．４Ｄ、管段ピッチＬ２を３．０Ｄ＜Ｌ２≦３．９Ｄとするように範囲設定を行っている。熱交換器の構成であるフィンピッチ、フィン板厚などは、熱交換器の熱交換量に影響するが、特許文献２では、フィンピッチ、フィン板厚のパラメータが含まれていないため、所定範囲の管外径Ｄ、管列ピッチＬ１、管段ピッチの組合せだけで適正な熱交換量を得られるかどうかは不明であり、また、フィンピッチ、フィン板厚のパラメータが変化したときの管外径Ｄ、管列ピッチＬ１、管段ピッチＬ２の範囲設定についても不明である。

つまり、先行技術文献は、伝熱管の外径、伝熱管のピッチ、板状フィンのフィンピッチ等をそれぞれ独立に最適化できると考えている。しかし、実際には、各パラメータ間には熱交換量に関し何らかの関係が存在しており、あるパラメータの最適値はその他のパラメータによって変わってくるものである。
さらに、先行技術文献では、最良の熱交換量の熱交換器を実現するために、各パラメータをどのように求めるか不明である。また、熱交換器を製造する場合のコストや熱交換器をヒートポンプ装置に取付ける際の作業性を考慮した場合、単位重量当りの熱交換量も重要な要因となるのであるが、単位重量当りの熱交換量についても不明である。

本発明は上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、フィンチューブ型の熱交換器の単位重量当りの熱交換性能を最大にする各パラメータの最適値を各パラメータ同士の関係を考慮して定めることにより、小型及び軽量であって最良の熱交換量を有する熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置を提供することにある。

本発明は上記目的を達成するために、本発明に係る熱交換器は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ３、Ｖ４、Ｖ５の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２が（数１）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、前記Ｖ１、Ｖ２、Ｖ４、Ｖ５の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ３が（数２）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、前記Ｖ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ５が（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、前記Ｖ１、Ｖ４、Ｖ５の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２およびＶ３が、それぞれ（数１）式、（数２）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、前記Ｖ１、Ｖ２、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ３およびＶ５が、それぞれ（数２）式、（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、前記Ｖ１、Ｖ３、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２およびＶ５が、それぞれ（数１）式、（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、前記Ｖ１、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２、Ｖ３、Ｖ５が、それぞれ（数１）式、（数２）式、（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。

また、上記構成において、伝熱管の外径Ｖ１は、（数４）式の範囲であるのが好ましい。

また、上記構成において、前記伝熱管には二酸化炭素冷媒が流通するのが好ましい。
また、本発明に係るヒートポンプ装置は、上記構成の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたことを特徴とする。

本発明によれば、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力を最大又は最大に近いレベルまで高めることができるので、十分な熱交換能力を得ることができるとともに、熱交換器の小型化及び軽量化を図ることができる。更に、本発明の好ましい実施形態によれば、熱交換器の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量を最大にすることができるので、熱交換能力を更に高めることができるとともに、熱交換器を更に一層小型化し軽量化することができる。

フィンチューブ型熱交換器とファンを用いた冷却装置の概略図である。フィンチューブ型熱交換器の空気側圧力損失と風量の関係を示す図である。フィンチューブ型熱交換器の単位温度差当りの熱交換量と風量の関係を示す図である。ファンのＰＱ特性の特定領域を示す図である。ファンのＰＱ特性を示す図である。送風時の伝熱コルゲートフィン間を通過する風量と圧力損失との関係を示す線とファンＰＱ特性を示す線との交点を示す図である。フィンチューブ型熱交換器の斜視図である。フィンチューブ型熱交換器の平面図である。フィンチューブ型熱交換器の単位重量・単位温度差当りの熱交換量Ｑ’と風量の関係を示す図である。フィンチューブ型熱交換器の単位重量・単位温度差当り熱交換量Ｑ’に関する近似式の値と実際値の関係を示す図である。フィンチューブ型熱交換器の単位重量・単位温度差当りの熱交換量Ｑ’と伝熱管外径の関係を示す図である。フィンチューブ型熱交換器の単位重量・単位温度差当りの熱交換量Ｑ’と伝熱管の上下方向ピッチＶ２、伝熱コルゲートフィンのフィンピッチＶ３、伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さＶ５の関係を示す図である。Ｑ’の最大値に対してＱ’が９８％となるときのＶ２の範囲を示す図である。Ｑ’の最大値に対してＱ’が９８％となるときのＶ３の範囲を示す図である。Ｑ’の最大値に対してＱ’が９８％となるときのＶ５の範囲を示す図である。本発明の熱交換器を用いたヒートポンプ式給湯装置の概略構成図である。

以下に、本発明を実施するための形態について図面に基づいて具体的に説明する。
図１に示すようなフィンチューブ型熱交換器とファンを用いた冷却装置において、実際にどのくらいの冷却ができるのかは、主として熱交換器の構造とファンの特性による。

今、仮にあるフィンチューブ型熱交換器に対して空気側圧力損失と風量との関係を求めたとすると図２のような結果が得られる。また、単位温度差あたりの熱交換量Ｑ[W/K]と風量との関係を求めたとすると図３のような結果が得られる。ただし、単位温度差あたりの熱交換量Ｑ[W/K]は以下のようにして求められる。

図１のようにある熱交換器（温度Ｔhex）に対して風量Ｖ[m³/h]で空気を通過させたときに空気の温度がＴ１[K]からＴ２[K]に変化したとする。空気の密度をn[kg/m³]、比熱をＣ[J/(kg・K)]とすると、熱交換器から空気への単位時間あたりの熱エネルギーの移動量、すなわち、熱交換量ｑ[W]は（数５）式で表される。

このｑを流入空気と熱交換器との温度差の絶対値で割ったものが単位温度差あたりの熱交換量Ｑ[W/K]、すなわち、（数６）式である。

例えば、熱交換器が加熱用の熱交換器であった場合に、熱交換器通過後の空気温度Ｔ２を熱交換器通過前の流入空気温度Ｔ１よりも大きくするには、熱交換器の温度Ｔhexを流入空気温度Ｔ１に対して大きくしていけばよい。すなわち、ｑは流入空気と熱交換器との温度差｜Ｔhex−Ｔ１｜を大きくすれば大きくできるものである。これに対してＱはｑを｜Ｔhex−Ｔ１｜で割ることで、単純に｜Ｔhex−Ｔ１｜だけによらず熱交換器構造の効果を反映した熱交換性能を表すものとなっている。

ここで、図１のように熱交換器の前（または後ろ）にファンを置いて送風したときにどれだけの風量 [m³/h]が得られるかは、ファン特性と熱交換器構造の組合せによって違ってくる。例えば、図４に示すような“ファンPQ特性特定領域”に含まれる特性（図５）を持つあるファンと、図２に示す圧力損失と風量の特性を持つ熱交換器とを組み合わせた場合、得られる風量は図６に示すように両特性を示す線の交点の風量
Ｖである。風量Ｖがわかれば、すでに得られている図３に示す特性より、実際に得られる単位温度差あたりの熱交換量Ｑ[W/K]を算出することができる。さらに、熱交換器の温度Ｔhexと流入する空気の温度Ｔ１を与えれば、熱交換量ｑ[W]や熱交換器から出てくる空気の温度Ｔ２が算出できる。上述の特許文献１および２における発明はこのｑ[W]またはＱ[W/K]を大きくするためのものであると言える。

単位重量あたりの熱交換性能が最大のものが、最も軽量かつ高性能な熱交換器である。
そこで、すでに述べたＱ[W/K]をさらに熱交換器の重量 [kg]で割ったものをＱ’[W/(kg・K)]、すなわち、（数７）式とし、単位重量あたりの熱交換性能の指標として用いる。

なお、重量Ｍ [kg]は熱交換器の単位開口面積、単位伝熱管列数あたりの重量である。

図４はファンＰＱ特性の特定領域を表したものである。ファン性能は回転数により風量が決まることから、ファン性能選択のパラメータとして回転数が必要である。しかし、ファン回転数を上げると風量は増すが騒音の問題がある一方、騒音を下げるために回転数を下げると風量の問題があるため、図４のＰＱ特性特定領域は高い回転数と低い回転数によって定められた領域を示す。この特定領域に含まれる１つのファン（ＰＱ特性）を選択する。

フィンチューブ型熱交換器では、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管２と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィン３とを備えた熱交換器１において、伝熱管外径Ｖ１[mm]、伝熱管ピッチＶ２[mm]、フィンピッチＶ３[mm]、フィン板厚Ｖ４[mm]、コルゲート山高さＶ５[mm]を１組指定するように構成している（各パラメータについては図７、図８参照）。具体的には、隣り合う伝熱管２の上下方向の距離はＶ２であり、フィン板の上下方向の全長は図７に示すように例えば１５２.４[mm]である。また、隣り合う伝熱管２の前後方向の距離は（√３Ｖ２）／２であり、フィン板の前後方向の各端縁から伝熱管２までの距離はその半分、すなわち（√３Ｖ２）／４であり、フィン板の前後方向の全長は図７に示すように２√３Ｖ２である。

この熱交換器に対して図２に示すような圧力損失と風量の関係、および、図９に示すようなＱ’[W/(kg・K)]と風量の特性を測る。このファンと熱交換器の組合せにおいて得られる風量を図６のようにして求め、その風量に対するＱ’を算出する。そのような作業を、ファンＰＱ特性特定領域に含まれる多数のファンと多数の熱交換器構造の組合せに対して行った。

得られた多数のデータをもとに、Ｑ’を伝熱管外径Ｖ１、伝熱管ピッチＶ２、フィンピッチＶ３、フィン板厚Ｖ４、コルゲート山高さＶ５の関数として（数８）式の形に近似的に表現することができる。

ここで、Ｃ４５Ｖ４Ｖ５の項は非常に小さい値であるため、（数８）式中においてＣ４５Ｖ４Ｖ５の項については省略することができ、省略する。Ｃ４５Ｖ４Ｖ５の項を省略すると（数９）式となる。

ただし、（数９）式中の係数Ｃ０、Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、・・・、Ｃ５５はそれぞれ応答曲面法により求めた係数で、（表１）のとおりである。

図１０は、実際のＱ’のデータを横軸にとり、そのデータに対応するＱ’を（数９）式によって求めた値であるＱ’ｆを縦軸にとったものである。データは、ほぼＱ’＝Ｑ’ｆの線に沿っていることから、（数９）式が妥当であることを示している。
（数９）式であらわされるＱ’の中の係数Ｃ１１はＶ１の二乗の係数であるが、Ｃ１１＞０であることからＶ１（伝熱管の外径）に対してＱ’は図１１に示すように下に凸の形をしており、Ｑ’を最大にするＶ１、すなわちＶ１の最適値は存在しないことがわかった。同様に考察していくと、Ｑ’を最大にする最適値を持つのは伝熱管ピッチＶ２、フィンピッチＶ３、コルゲート山高さＶ５のみであることがわかる。つまり
Ｖ２、Ｖ３、Ｖ５に関しては、Ｑ’は図１２に示すように上に凸となっている。

Ｖ２、Ｖ３、Ｖ５の最適値は次のように求める。図１２から、Ｖ２に関し、Ｑ’が最大となるのは凸の形の頂点部であり、傾きが０のときであることから、（数１０）式となる。

（数９)式に対して（数１０）式を適用すると、（数１１）式が導かれる。

これが、Ｖ２が最適値となるときにＶ１、Ｖ２、・・・、Ｖ５が満たす関係式である。この式からＶ２の最適値を算出することで、熱交換量Ｑ’が最大となる熱交換器の伝熱管ピッチＶ２を決定することができる。

Ｖ３についても同様に、最大Ｑ’が最大となるのは凸の形の頂点部であり、傾きが０のときであることから、（数１２）式となる。

（数９）式に対して（数１２）式を適用すると、（数１３）式が導かれる。

これが、Ｖ３が最適値となるときにＶ１、Ｖ２、・・・、Ｖ５が満たす関係式である。この式からＶ３の最適値を算出することで、熱交換量Ｑ’が最大となる熱交換器のフィンピッチＶ３を決定することができる。

Ｖ５についても同様に、Ｑ’が最大となるのは凸の形の頂点部であり、傾きが０のときであることから、（数１４）式となる。

（数９）式に対して（数１４）式を適用すると、（数１５）式が導かれる。

これが、Ｖ５が最適値となるときにＶ１、Ｖ２、・・・、Ｖ５が満たす関係式である。この式からＶ５の最適値を算出することで、熱交換量Ｑ’が最大となる熱交換器のコルゲート山高さＶ５を決定することができる。
なお、上記（数８）式によれば（数１５）式には実際にはＣ４５Ｖ４の項が存在するが、（数９）式に基づいてＣ４５Ｖ４の項は省略される。以下、（数１６）式、（数１７）式、（数１８）式、（数２２）式、（数２４）式においても同様にＣ４５Ｖ４の項は省略される。

Ｖ２、Ｖ３、Ｖ５すべてを最適値にして、Ｑ’を最大化するには（数１１）、（数１３）、（数１５）式すべてを同時に満たすようにＶ２、Ｖ３、Ｖ５を定めればよい。すなわち（数１６）式の連立一次方程式を解けばよい。

ただし、Ｖ１とＶ４については与える必要がある。これは、設計として、まずＶ１とＶ４を任意に決めたときに、Ｑ’を最大にするＶ２、Ｖ３、Ｖ５は、（数１６）式から定まるということを意味している。

上述においては、Ｖ１とＶ４を任意に決めることができ、それに応じて最適なＶ２、Ｖ３、Ｖ５を算出した。ところが、実際の設計においては、Ｖ１とＶ４だけでなく何らかの設計上の制約によってＶ２が決められてしまう場合がある。そのような場合、Ｖ２に関しては最適値を選ぶことができないが、残りのＶ３、Ｖ５については最適値を算出するということが可能である。この場合、（数１３）、（数１５）式を同時に解けばよい。すなわち、（数１７）の連立一次方程式を解いて、Ｖ３、Ｖ５を決めればよい。

同様に、Ｖ１、Ｖ４に加えてＶ３が決められてしまっている場合、最適なＶ２、Ｖ５を算出するには（数１１）、（数１５）式より、（数１８）式を解けばよい。

Ｖ１、Ｖ４に加えてＶ５が決められてしまっている場合、最適なＶ２、Ｖ３を算出するには（数１１）、（数１３）式より、（数１９）式を解けばよい。

設計上の制約がさらに厳しく、Ｖ２以外はすべて決められてしまっている場合、Ｖ２だけでも最適値にするには（数１１）式からＶ２を決めればよい。すなわち、（数２０）式となる。

同様に、Ｖ３のみを最適値にするには、（数２１）式とすればよい。

Ｖ５のみを最適値にするには、（数２２）式とすればよい。

これまで、Ｑ’が最大になるときにＶ２、Ｖ３、Ｖ５が満たすべき関係式について、その求め方を述べてきた。ところが、例えばＶ２を横軸にとりＱ’を縦軸にとると図１３のようになっている。同様に、Ｖ３、Ｖ５を横軸にとった場合はそれぞれ図１４、１５のようになっている。つまり、Ｖ２に関して言えば（数２０）式を満たしていなくても最適値の０．８倍から１．２倍の範囲に入っていれば、すなわち、（数２３）式の範囲内であれば、Ｑ’の最大値に対して９８％以上のＱ’を得ることができる。

Ｖ３、Ｖ５についても同様のことが言えて、それぞれ、（数２４）式、（数２５）式の範囲内であれば、Ｑ’の最大値に対して９８％以上のＱ’を得ることができる。

以上の方法によって最適パラメータの組合せを求めた具体例を（表２）に示す。

本発明によれば、所定式を満たすように、伝熱管の外径Ｖ１、伝熱管の上下方向ピッチＶ２、伝熱コルゲートフィンのフィンピッチＶ３、伝熱コルゲートフィンのフィン板厚Ｖ４、伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さＶ５を決定すれば、小型及び軽量であって、単位重量当りの熱交換性能を最大にしたフィンチューブ型の熱交換器を得ることができる。

尚、本実施例における熱交換器の伝熱管は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置されているが、各伝熱管を、上下方向隣り合う同士の伝熱管間を底辺とした二等辺三角形をなすように配置するとともに、前後方向に隣り合う同士の伝熱管ピッチ（二等辺三角形の斜辺に相当するピッチ）が上下方向隣り合う同士の伝熱管ピッチに対して８０〜１１０パーセントとなるようにしてもよく、この場合であっても、正三角形に配置された場合と同様の単位重量当たりの熱交換性能をもつことが確認されている。すなわち、本発明の正三角形には、前後方向に隣り合う同士の伝熱管ピッチが上下方向隣り合う同士の伝熱管ピッチに対して８０〜１１０パーセントとなる二等辺三角形も含まれる。
また、本発明においては、伝熱管外径Ｖ１が４（mm）〜８（mm）の範囲において、単位重量当たりの熱交換性能を最大にすることができることが確認された。

図１６に示すヒートポンプ式給湯装置は本発明の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたものである。
図１６において、ヒートポンプ式給湯装置は、冷媒を流通する冷凍回路１０と、給湯用水を流通する第１の給湯回路２０と、給湯用水を流通する第２の給湯回路３０と、浴槽用水を流通する浴槽用回路４０と、冷凍回路１０の冷媒と第１の給湯回路２０の給湯用水とを熱交換する第１の水熱交換器５０と、第２の給湯回路３０の給湯用水と浴槽用回路４０の浴槽用水とを熱交換する第２の水熱交換器６０とを備えている。

冷凍回路１０は、圧縮機１１、膨張弁１２、蒸発器１３及び第１の水熱交換器５０を接続してなり、圧縮機１１、第１の水熱交換器５０、膨張弁１２、蒸発器１３、圧縮機１１の順に冷媒を流通させるようになっている。そして、蒸発器１３が本発明の熱交換器を備えている。尚、この冷凍回路１０で使用される冷媒は二酸化炭素冷媒である。

第１の給湯回路２０は、貯湯タンク２１、第１のポンプ２２及び第１の水熱交換器５０を接続してなり、貯湯タンク２１、第１のポンプ２２、第１の水熱交換器５０、貯湯タンク２１の順に給湯用水を流通させるようになっている。貯湯タンク２１には、給水管２３及び第２の給湯回路３０が接続され、給水管２３から供給された給湯用水は貯湯タンク２１を介して第１の給湯回路２０を流通するようになっている。貯湯タンク２１と浴槽４１とは、第２のポンプ２４が設けられた流路２５を介して接続され、第２のポンプ２４によって貯湯タンク２１内の給湯用水が浴槽４１に供給されるようになっている。

第２の給湯回路３０は、貯湯タンク２１、第３のポンプ３１及び第２の水熱交換器６０を接続してなり、貯湯タンク２１、第２の水熱交換器６０、第３のポンプ３１、貯湯タンク２１の順に給湯用水を流通させるようになっている。

浴槽用回路４０は、浴槽４１、第４のポンプ４２及び第２の水熱交換器６０を接続してなり、浴槽４１、第４のポンプ４２、第２の水熱交換器６０、浴槽４１の順に浴槽用水を流通させるようになっている。

第１の水熱交換器５０は、冷凍回路１０及び第１の給湯回路２０に接続され、冷凍回路１０を流通する第１の熱媒体としての冷媒と第１の給湯回路２０を流通する第２の熱媒体としての給湯用水とを熱交換させるようになっている。

第２の水熱交換器６０は、第２の給湯回路３０及び浴槽用回路４０に接続され、第２の給湯回路３０の給湯用水と浴槽用回路４０の浴槽用水とを熱交換させるようになっている。

これより、前記給湯装置は、大きくは、冷凍回路１０及び第１の水熱交換器５０が配置された加熱ユニット７０と、貯湯タンク２１、第１のポンプ２２、第２のポンプ２４、第２の給湯回路３０、第４のポンプ４２及び第２の水熱交換器６０が配置されたタンクユニット８０とからなり、加熱ユニット７０とタンクユニット８０とが第１の給湯回路２０を介して接続されている。

以上のように構成された給湯装置においては、冷凍回路１０の高温冷媒と第１の給湯回路２０の給湯用水とが第１の水熱交換器５０によって熱交換され、第１の水熱交換器５０で加熱された給湯用水が貯湯タンク２１に貯溜される。貯湯タンク２１の給湯用水は第２の水熱交換器６０によって浴槽用回路４０の浴槽用水と熱交換され、第２の水熱交換器６０で加熱された浴槽用水が浴槽４１に供給される。

尚、前記実施形態では、本発明の熱交換器をヒートポンプ式給湯装置の蒸発器１３に用いた場合を示したが、これに限定されるものではなく、例えば自動販売機の蒸発器等、他の熱交換器として用いることができる。

本発明は、熱交換器の熱交換性能を高めるとともに、熱交換器の小型化及び軽量化を図ることができるので、空調、冷凍、冷蔵、給湯等のための熱交換器として広く利用でき、特に二酸化炭素冷媒を用いるヒートポンプ式給湯装置や自動販売機の冷凍回路の蒸発器として利用することができる。

１熱交換器
２伝熱管
３伝熱コルゲートフィン
１３蒸発器

Claims

互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ３、Ｖ４、Ｖ５の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２が（数１）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ２、Ｖ４、Ｖ５の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ３が（数２）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ５が（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ４、Ｖ５の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２およびＶ３が、それぞれ（数１）式、（数２）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ２、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ３およびＶ５が、それぞれ（数２）式、（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ３、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２およびＶ５が、それぞれ（数１）式、（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列されるとともに、上下方向及び前後方向に隣り合う同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置した複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱コルゲートフィンとを備えた熱交換器において、
前記伝熱管の外径をＶ１、前記伝熱管の上下方向ピッチをＶ２、前記伝熱コルゲートフィンのフィンピッチをＶ３、前記伝熱コルゲートフィンのフィン板厚をＶ４、前記伝熱コルゲートフィンのコルゲート山高さをＶ５として、前記Ｖ１、Ｖ４の値が任意に与えられた場合、前記Ｖ２、Ｖ３、Ｖ５が、それぞれ（数１）式、（数２）、（数３）式の範囲内に設定されることを特徴とする熱交換器。

ただし、係数である各Ｃxは（表１）に定めた数値である。
請求項１から７のいずれか１項に記載の熱交換器において、前記伝熱管の外径Ｖ１は、（数４）式の範囲内であることを特徴とする熱交換器。
請求項１から８のいずれか１項に記載の熱交換器において、前記伝熱管には二酸化炭素冷媒が流通することを特徴とする熱交換器。
請求項１から９のいずれか１項に記載の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたことを特徴とするヒートポンプ装置。