JPH10253276A - 熱交換器 - Google Patents
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- JPH10253276A JPH10253276A JP6323797A JP6323797A JPH10253276A JP H10253276 A JPH10253276 A JP H10253276A JP 6323797 A JP6323797 A JP 6323797A JP 6323797 A JP6323797 A JP 6323797A JP H10253276 A JPH10253276 A JP H10253276A
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Abstract
部2のように2つの熱交換コア部を一体化するととも
に、一体成形した共通のコルゲートフィン22、32を
用いる熱交換器において、各コア部ごとの必要性能を簡
単に設定する。 【解決手段】 凝縮器用コア部2におけるコルゲートフ
ィン22の空気流れ方向のフィン幅LC とルーバ220
の枚数Nc との比(Nc /LC )と、ラジエータ用コア
部3におけるコルゲートフィン32の空気流れ方向のフ
ィン幅Lr とルーバ320の枚数Nr との比(Nr /L
r )を、第1、第2コア部(2、3)のうち、必要放熱
量の小さい方のコア部が小となり、必要放熱量の大きい
方のコア部が大となるように設定する。これによると、
必要放熱量の小さい方のコア部では、フィン幅に対する
ルーバ枚数が小となり、熱伝達率が減少するが、ルーバ
枚数の減少により圧損が減少するので、空気流体の流量
が増加する。この結果、必要放熱量の大きい方のコア部
では空気流体の流量増加により放熱量を増加できる。
Description
行う複数の熱交換コア部を有するとともに、この複数の
熱交換コア部において一体成形したフィンを用いる熱交
換器に関するもので、具体的には、自動車用空調装置の
凝縮器用コア部とエンジン冷却用のラジエータ用コア部
とを一体化した熱交換器に用いて好適なものである。
交換コア部を一体化した熱交換器は、例えば、特開平3
−177795号公報等で提案されており、この従来技
術では、第1コア部側のコルゲートフィンと第2コア部
側のコルゲートフィンとを一体に成形し、このコルゲー
トフィンを第1、第2コア部の偏平チューブにそれぞれ
接合している。
コア部と第2コア部との間の中間の部位に熱伝導防止用
のスリットを複数設ける構成としており、これにより、
第1コア部と第2コア部のうち、高温側の熱交換コア部
(例えば、ラジエータ用コア部)から低温側の熱交換コ
ア部(例えば、凝縮器用コア部)にコルゲートフィンを
介して熱伝導が発生するのを防止するようにしている。
(凝縮器用コア部)および第2コア部(ラジエータ用コ
ア部)の熱交換性能(放熱量)については、同じ車両で
あっても(換言すると、熱交換器体格が同じであって
も)、エンジンの種類、車格等にて異なってくる。そこ
で、各用途ごとに単体の熱交換器を構成する場合には、
コルゲートフィンのフィンピッチをエンジンの種類や車
格等に応じて変更することにより、必要性能を設定して
いる。
た共通のフィンを用いる熱交換器では、両コア部で、そ
れぞれ独立にフィンピッチを設定することができないの
で、上記の単体の熱交換器におけるフィンピッチ変更と
いう手法を採用できない。上記特開平3−177795
号公報等の従来技術では、複数のコア部において一体成
形した共通のフィンを用いる場合に、各コア部ごとに必
要性能をどのように設定するか、その手法については一
切開示していない。
流体の熱交換を行う複数のコア部を有するとともに、こ
の複数のコア部において一体成形した共通のフィンを用
いる熱交換器において、各コア部ごとの必要性能を簡単
に設定できる熱交換器を提供することを目的とする。
う条件の下では、熱交換器の伝熱性能(放熱量)を決定
する上での2大要素は熱伝達率と通風抵抗であり、そし
て、この2大要素がフィン上に斜めに切り起こし形成さ
れるルーバの形態により変化するという点に着目して、
本発明では、第1コア部側と第2コア部側とで、一体成
形した共通フィンにおけるルーバの形態を変えることに
より、上記目的を達成しようとするものである。
コア部(2)におけるコルゲートフィン(22)の外部
流体流れ方向のフィン幅(LC )とルーバ(220)の
枚数(Nc )との比(Nc /LC )と、第2コア部
(3)におけるコルゲートフィン(32)の外部流体流
れ方向のフィン幅(Lr )とルーバ(320)の枚数
(Nr )との比(Nr /Lr )を、前記第1、第2コア
部(2、3)のうち、必要放熱量の小さい方のコア部が
小となり、必要放熱量の大きい方のコア部が大となるよ
うに設定したことを特徴としている。
ア部では、フィン幅に対するルーバ枚数が小となり、熱
伝達率が減少するが、ルーバ枚数の減少により圧損が減
少するので、この圧損の減少分だけ、外部流体の流量が
増加する。この結果、必要放熱量の大きい方のコア部で
は、外部流体の流量増加により性能(放熱量)を増加で
きる。
で、一体成形した共通のコルゲートフィンを用いる熱交
換器において、フィンピッチ変更という手法を採用する
ことなく、各コア部ごとの必要性能を簡単に設定でき
る。特に、本発明は請求項2のように、必要放熱量の小
さい方のコア部におけるコルゲートフィンのルーバの枚
数を、前記必要放熱量の大きい方のコア部におけるコル
ゲートフィンのルーバの枚数に対して30%以上減少さ
せることが好ましい。
ア部におけるルーバ枚数の30%以上の減少により、圧
損の減少量を十分高めることができる。また、本発明は
請求項3のように、必要放熱量の小さい方のコア部で
は、必要放熱量の大きい方のコア部に比して、ルーバピ
ッチを大きくすることが好ましい。
ア部では、ルーバの枚数を減少しても、コルゲートフィ
ンのフィン面の比較的広い範囲に対してルーバを形成す
ることができるので、必要放熱量の小さい方のコア部に
おける熱伝達率の低下を効果的に抑制できる。また、本
発明は請求項4のように、ルーバ(220、320)の
中間部位に外部流体の流れ方向を転向する転向ルーバ
(223、323)を設けるとともに、この転向ルーバ
(223、323)の前後に、傾斜角が逆転している第
1のルーバ群(221、321)および第2のルーバ群
(222、322)を形成し、第1、第2コア部(2、
3)のうち、必要放熱量の小さい方のコア部におけるコ
ルゲートフィンの転向ルーバに、平坦転向面(223
a、323a)を形成するとともに、ルーバ(220、
320)の流体入口側に平坦な流体導入部(224、3
24)を形成し、必要放熱量の小さい方のコア部では、
平坦転向面(223a、323a)の長さ(LT )を流
体導入部(224、324)の長さ(Li )より大きく
することが好ましい。
23a)の長さ(LT )を長くしたことにより、空気等
の流速が平坦転向面にて回復して、平坦転向面の下流に
位置する第2のルーバ群に早い速度で、流体が流入する
ため、第2のルーバ群での熱伝達率を第1のルーバ群に
近似した値まで向上できる。この結果、必要放熱量の小
さい方のコア部における熱伝達率の低下を効果的に抑制
できる。
2コア部(2、3)のうち、必要放熱量の小さい方のコ
ア部では、コルゲートフィンの外部流体流れ方向のフィ
ン幅を、偏平チューブの断面長手方向の長さよりも短く
し、必要放熱量の小さい方のコア部における偏平チュー
ブの断面長手方向の長さとルーバの枚数との比を、必要
放熱量の大きい方のコア部における偏平チューブの断面
長手方向の長さとルーバの枚数との比より小さくしたこ
とを特徴としている。
ア部では、偏平チューブの断面長手方向の長さに対する
フィン幅、およびルーバ枚数がいずれも小となり、フィ
ン放熱面積が減少するが、フィン幅およびルーバ枚数の
減少により圧損が減少するので、この圧損の減少分だ
け、外部流体の流量が増加する。この結果、必要放熱量
の大きい方のコア部では、外部流体の流量増加により性
能(放熱量)を増加できる。
小さい方のコア部におけるコルゲートフィンの外部流体
流れ方向のフィン幅を、偏平チューブの断面長手方向の
長さの80%以下に減少することが好ましい。これによ
ると、必要放熱量の小さい方のコア部におけるフィン幅
を偏平チューブの断面長手方向の長さに対して80%以
下に減少することにより、圧損の減少量を十分高めるこ
とができる。
2コア部(2、3)のうち、必要放熱量の小さい方のコ
ア部におけるルーバの切れ長さを、必要放熱量の大きい
方のコア部におけるルーバの切れ長さより小さくしたこ
とを特徴としている。これによると、必要放熱量の小さ
い方のコア部では、ルーバの切れ長さを小さくすること
により、熱伝達率が減少するが、ルーバ切れ長さの減少
により圧損が減少するので、この圧損の減少分だけ、外
部流体の流量が増加する。この結果、必要放熱量の大き
い方のコア部では、外部流体の流量増加により性能(放
熱量)を増加できる。
放熱量の小さい方のコア部におけるルーバの切れ長さ
を、必要放熱量の大きい方のコア部におけるルーバの切
れ長さよりも50%以上小さくすることが好ましい。こ
れによると、必要放熱量の小さい方のコア部におけるル
ーバの切れ長さを50%以上小さくすることにより、圧
損の減少量を十分高めることができる。
2コア部(2、3)のうち、必要放熱量の小さい方のコ
ア部におけるルーバの傾斜角を、必要放熱量の大きい方
のコア部におけるルーバの傾斜角より小さくしたことを
特徴としている。これによると、必要放熱量の小さい方
のコア部では、ルーバの傾斜角を小さくすることによ
り、熱伝達率が減少するが、ルーバ傾斜角の減少により
圧損が減少するので、この圧損の減少分だけ、外部流体
の流量が増加する。この結果、必要放熱量の大きい方の
コア部では、外部流体の流量増加により性能(放熱量)
を増加できる。
要放熱量の小さい方のコア部におけるルーバの傾斜角
を、必要放熱量の大きい方のコア部におけるルーバの傾
斜角よりも20%以上小さくすることが好ましい。これ
よると、必要放熱量の小さい方のコア部におけるルーバ
の傾斜角を20%以上小さくすることにより、圧損の減
少量を十分高めることができる。
両に搭載される熱交換器であって、第1コア部を冷凍サ
イクルの冷媒を凝縮させる凝縮器(1)とし、第2コア
部をエンジン冷却水を冷却するラジエータ(20)と
し、凝縮器(1)をラジエータ(20)よりも空気流れ
の上流側に配置する熱交換器に適用して好適に実施でき
る。
する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すもの
である。
示すもので、本例では、自動車用空調装置の冷凍サイク
ルにおける凝縮器用コア部(第1コア部)2と、エンジ
ン冷却用のラジエータ用コア部(第2コア部)3とを一
体化した熱交換器1に本発明を適用した例を示してい
る。
度(50°C程度)は、ラジエータ用コア部3を流れる
エンジン冷却水の温度(90°C程度)に比べて低いの
で、この熱交換器1は凝縮器用コア部2をラジエータ用
コア部3より空気流れ(外部流体)の上流側に直列に配
置して、図示しないエンジンルームの最前部に搭載され
る。
の全体構成について述べると、凝縮器用コア部2とラジ
エータ用コア部3は、相互間の熱伝導を遮断するために
後述する両偏平チューブ21、31間に所定の隙間46
を設定して空気流れ方向に直列に配置されている。凝縮
器用コア部2は、偏平チューブ21と、偏平チューブ2
1相互の間に配置されたコルゲートフィン22とから構
成されている。
面偏平形状に形成され、かつ多数の冷媒通路穴を有する
形状に成形されており、その断面長手方向と直交する方
向に多数並列配置される。また、コルゲートフィン22
は図4に示すように多数個の折曲部22aを有するコル
ゲート状(波形状)にアルミニュウムにて成形されてい
る。そして、コルゲートフィン22は偏平チューブ21
の断面長手方向の外壁面にろう付けにて接合される。
ア部2と同様な構造をしており、凝縮器側の偏平チュー
ブ21の下流側にて平行に配置された偏平チューブ31
と、この偏平チューブ31相互の間に配置されたコルゲ
ートフィン32とから構成されている。但し、ラジエー
タ側の偏平チューブ31はそれ全体として1つの水通路
穴を形成する形状である。
とコルゲートフィン22、23とは交互に積層されて、
それぞれろう付けされている。なお、両コルゲートフィ
ン22、32には、熱交換を促進するためのルーバ22
0、320が斜めに切り起こし成形されている。ここ
で、両コルゲートフィン22、32は、結合部45を介
して一体に成形されるものであって、歯車状のカッター
を有する成形ローラによりアルミニュウム薄肉材を成形
して、ルーバ220、320付きの所定形状に成形され
ている。結合部45の両側には断熱用スリット47を形
成して、結合部45の幅はフィン山高さ(偏平チューブ
21相互間、および偏平チューブ31相互間の寸法)に
比して十分小さくしてあり、これにより、高温のラジエ
ータ用コア部3側から低温の凝縮器用コア部2側への熱
伝導を抑制することができる。
およびラジエータ用コア部3の補強部材をなすサイドプ
レートで、これらは図2に示すように、両コア部2、3
の上下両端に配置されている。これらのサイドプレート
23、33は、図1に示すように、その断面形状を略コ
の字状として、1枚のアルミニウム板から一体形成され
ている。そして、両サイドプレート23、33の長手方
向の両端には、サイドプレート23とサイドプレート3
3とをそれぞれ結合する連結部4が設けられている。
状の曲げ部41とサイドプレート33のZ状の曲げ部4
2とがその先端薄肉部43で一体に結合されている。こ
の連結部4の幅は、サイドプレート23または33の長
手方向寸法に比べて十分小さくなるように設定して、両
サイドプレート23、33間の熱伝導を抑制している。
また、この連結部4の先端薄肉部43は、連結部4の板
厚を薄くした切り欠き形状になっている。
ア部3において、サイドプレート33が配置されていな
い左右の側面のうち、一方(左側)には、冷却水を各偏
平チューブ31に分配する第1ヘッダータンク34が配
置されており、この第1ヘッダータンク34に各偏平チ
ューブ31の一端部が開口した状態でろう付けされてい
る。この第1ヘッダータンク34の正面形状は略三角形
であり、その略三角形の上部側の幅の広い部分に冷却水
の入口パイプ35がろう付けされている。
の他方(右側)には、、熱交換を終えた冷却水を集合さ
せる第2ヘッダータンク36が配置されており、この第
2ヘッダータンク36に各偏平チューブ31の他端部が
開口した状態でろう付けされている。この第2ヘッダー
タンク36は第1ヘッダータンク34と同様な形状をし
ている。そして、冷却水を排出する出口パイプ37が第
2ヘッダータンク36の底辺側にろう付けされている。
コア部2の各偏平チューブ21に冷媒を分配する第1ヘ
ッダータンクであり、この第1ヘッダータンク24の本
体は、円筒状に形成されており、各偏平チューブ21の
一端部が開口した状態でろう付けされている。また、こ
の第1ヘッダータンク24の本体は、ラジエータ用コア
部3の第2ヘッダータンク36と所定の空隙を開けて配
置されている。また、26は図示しない冷媒配管を接続
するための冷媒入口ジョイントで、この入口ジョイント
26は、第1ヘッダータンク24の本体に対して、その
本体内部と連通するようにして、ろう付けされている。
ンク24の対辺側には、熱交換を終えた冷媒を集合する
第2ヘッダータンク25が、ラジエータ用コア部3の第
1ヘッダータンク34と所定の空隙を開けて配置されて
いる。この第2ヘッダータンク25の本体は円筒状に形
成されており、この本体には、図示しない冷媒配管を接
続するための冷媒出口ジョイント27がろう付けされて
いる。
ン22、32の具体的形態を図5について詳述すると、
本例では、両コルゲートフィン22、32のフィン幅L
C 、Lr が偏平チューブ21、31の断面長手方向の寸
法(チューブ幅)と同一にしてある。ここで、フィン幅
LC 、Lr とは、偏平チューブ21、31の断面長手方
向(空気流れ方向)に沿った寸法を言う。
2のルーバ220は、第1のルーバ群221と第2のル
ーバ群222と、この両ルーバ群221、222の間に
位置して空気流れ方向を転向する転向ルーバ223とか
ら構成されている。第1のルーバ群221と第2のルー
バ群222とではルーバ傾斜角が逆方向となっている。
ン32においても同様に、第1のルーバ群321と第2
のルーバ群322と、転向ルーバ323とから構成され
るルーバ320が設けられている。但し、本第1実施形
態では、ラジエータ用コア部3側の伝熱性能(放熱量)
を高めるために、両ルーバ220、320の具体的形態
を以下のように設定している。すなわち、凝縮器側コル
ゲートフィン22のルーバ220では、第1、第2のル
ーバ群221、222におけるルーバ枚数を3枚づつと
し、これに対し、ラジエータ側コルゲートフィン32の
ルーバ320では、第1、第2のルーバ群321、32
2におけるルーバ枚数を5枚づつとしている。
いてフィンの表裏両面にわたって切り起こし成形された
ルーバ片の枚数であって、転向ルーバ323のようにフ
ィン面の片側のみに切り起こし成形された部分は枚数に
含めない。凝縮器側コルゲートフィン22の合計ルーバ
枚数Nc =6であるのに対し、ラジエータ側コルゲート
フィン32の合計ルーバ枚数Nr =10となる。
ルゲートフィン22におけるNc とLC との比(Nc /
LC )と、ラジエータ側コルゲートフィン32における
NrとLr との比(Nr /Lr )との大小関係は次のよ
うになる。すなわち、(Nc /LC )<(Nr /Lr )
の関係が成り立つ。ところで、凝縮器側コルゲートフィ
ン22においては、フィン幅LC に対する本来設置可能
なルーバ枚数(=10枚)を意図的に6枚まで減少して
いるから、ルーバ220の前後に形成される平坦面から
なる空気導入部(流体導入部)224、225の領域が
ルーバ220の形成領域に対して増加することになる。
おける空気導入部224、225の空気流れ方向長さの
合計(L1 +L2 )とルーバ220の形成領域の空気流
れ方向長さL3 との比〔(L1 +L2 )/L3 〕と、ラ
ジエータ側コルゲートフィン32における空気導入部3
24、325の空気流れ方向長さの合計(L4 +L5)
とルーバ320の形成領域の空気流れ方向長さL6 との
比〔(L4 +L5 )/L6 〕との大小関係は次のように
なる。
〔(L4 +L5 )/L6 〕の関係が成り立つ。次に、上
記構成において作動を説明する。いま、ラジエータ用コ
ア部3の空気下流側に配設された冷却ファン(図示せ
ず)を作動させると、冷却空気が図1、3に示すよう
に、凝縮器用コア部2を通過してからラジエータ用コア
部3を通過する。
ない冷凍サイクルの圧縮機から吐出された冷媒ガスが冷
媒入口ジョイント26から第1ヘッダータンク24内に
流入し、ここから冷媒は凝縮器用コア部2の偏平チュー
ブ21を図2、3の右側から左側へと流れ、この間にコ
ルゲートフィン22を介して冷却空気中に放熱して、凝
縮する。凝縮した液冷媒は第2ヘッダータンク25に集
合され、冷媒出口ジョイント27から凝縮器用コア部2
の外部へ流出する。
示しないエンジンからの高温の冷却水が入口パイプ35
から第1ヘッダータンク34内に流入し、ここから冷却
水は偏平チューブ31を図2、3の左側から右側へと流
れ、この間にコルゲートフィン32を介して冷却空気中
に放熱することにより、冷却水が冷却される。この冷却
後の冷却水は第2ヘッダータンク36内で集合し、出口
パイプ37から外部へ流出してエンジンに戻る。
びラジエータ用コア部3における熱交換性能(放熱量)
は、同一の熱交換器体格という条件の下では、熱伝達率
と通風抵抗という2大要素によって決定される。そし
て、この2大要素はルーバ220、320の形態により
変化する。すなわち、ルーバ220、320の枚数の減
少により熱伝達率が低下するが、その一方、圧損(通風
抵抗)も低下する。
器側コルゲートフィン22ではルーバ枚数Nc を本来成
形可能な10枚から6枚に減少し、これに対し、ラジエ
ータ側コルゲートフィン32ではルーバ枚数Nr を本来
成形可能な10枚のままとしている。この結果、凝縮器
用コア部2ではルーバ枚数Nc の減少による熱伝達率の
低下が起こり、熱交換性能の低下が生じる。一方、ラジ
エータ用コア部3では凝縮器用コア部2でのルーバ枚数
Nc の減少による圧損低下によって風量が増加し、熱交
換性能が向上することになる。
すもので、第1実施形態とは逆に、ラジエータ用コア部
3におけるルーバ枚数を本来成形可能な10枚から6枚
に減少したものである。従って、第2実施形態では、
(Nc /LC )>(Nr /Lr )の関係が成り立つこと
になり、これにより、ラジエータ用コア部3の放熱量が
減少し、その代わりに凝縮器用コア部2では風量増加に
より放熱量を増加できる。
少率と各コア部2、3の性能比との関係を、コア部への
送風空気の風速=一定の条件下で示すものである。ここ
で、ルーバ枚数減少率とは、所定のフィン幅LC 、Lr
における本来成形可能なルーバ枚数に対する減少ルーバ
枚数の比率であり、図5の第1実施形態では凝縮器側コ
ルゲートフィン22では、本来成形可能な10枚から6
枚に減少しているので、ルーバ枚数減少率は40%であ
り、同様に図6の第2実施形態ではラジエータ側コルゲ
ートフィン32におけるルーバ枚数減少率は40%であ
る。
ば、凝縮器用コア部2またはラジエータ用コア部3のい
ずれか一方においてルーバ枚数減少率を50%に設定す
ると、ルーバ枚数を減少したコア部では放熱量が約10
%減少し、圧損は約30%減少する。この圧損の約30
%減少による風量増加によって、他方のコア部では放熱
量を約5%増加できる。
くとも20%程度確保するためにはルーバ枚数減少率を
30%以上に設定することが必要である。 (第3実施形態)図8は第3実施形態を示すもので、第
1実施形態を変形したものであり、ラジエータ用コア部
3におけるコルゲートフィン32において、空気流れ上
流側の端部(凝縮器用コア部2に対向する端部)に、偏
平チューブ31の端部より空気流れ上流側へ突出する突
出部326を形成して、第1実施形態よりもラジエータ
側コルゲートフィン32におけるルーバ枚数Nr を増加
させている。
ルゲートフィン32のルーバ枚数N r を12枚としてい
る。これにより、第3実施形態では、凝縮器用コア部2
とラジエータ用コア部3との放熱量の差をさらに拡大で
きる。 (第4実施形態)図9は第4実施形態を示すもので、第
1実施形態の別の変形例であり、ルーバ枚数Nc を本来
成形可能な10枚から6枚に減少している凝縮器側コル
ゲートフィン22において、このルーバ枚数Nc の減少
に伴って、凝縮器側ルーバ220のルーバピッチLpcを
ラジエータ側ルーバ320のルーバピッチLprよりも拡
大したものである。ここで、ルーバピッチLpc、Lprと
は、各ルーバ片相互間の間隔であり、この間隔は各ルー
バ片の空気流れ方向の長さと一致する。
て、凝縮器側ルーバ220のルーバピッチLpcを拡大す
ることにより、凝縮器側コルゲートフィン22において
空気導入部224、225の領域(L1 +L2 )を図5
の第1実施形態よりも減少させることができる。第1実
施形態のごとく、ルーバ220の形成領域(L3 )をフ
ィン面の中央部に集中させると、ルーバ220の傾斜角
に沿う斜めの空気流れがフィン幅LC の中央部に偏っ
て、熱伝達率の低下度合いが大きくなる場合がある。こ
のような場合には、第4実施形態のごとく、ルーバ枚数
Nc の減少に伴って、凝縮器側ルーバ220のルーバピ
ッチLpcを拡大することにより、フィン幅LC に対する
斜め空気流れの範囲を拡大して、熱伝達率の低下度合い
を小さくできる。
示すもので、凝縮器側コルゲートフィン22におけるフ
ィン幅LC を偏平チューブ21の断面長手方向の寸法で
あるチューブ幅Ltcより短くしてある。一方、ラジエー
タ側コルゲートフィン32では、フィン幅Lr =チュー
ブ幅L trになっている。また、図10の例では、凝縮器
側チューブ幅Ltc=ラジエータ側チューブ幅Ltrになっ
ている。
ルーバ枚数Nc (図10の例では、6枚)と、凝縮器側
チューブ幅Ltcとの比(Nc /Ltc)と、ラジエータ側
コルゲートフィン32のルーバ枚数Nr (図10の例で
は、10枚)とラジエータ側チューブ幅Ltrとの比(N
r /Ltr)との大小関係は次のようになる。
Ltr)の関係が成り立つ。なお、図10において、LF
は両コルゲートフィン22、32の全体のフィン幅であ
り、また、Lは両偏平チューブ21、31の空気流れ方
向の両端間の寸法、すなわち、熱交換器全体の幅であ
る。図10の第5実施形態によると、凝縮器用コア部2
では、ラジエータ用コア部3に比して、チューブ幅Ltc
に対するフィン幅LC が小さいため、凝縮器側での放熱
面積減少による放熱量の低下が起こるが、その代わり
に、フィン幅LC の減少により、凝縮器側のフィン放熱
面積とルーバ枚数Nc が両方ともラジエータ側より減少
する。その結果、凝縮器用コア部2での圧損(通風抵
抗)が低下し、風量が増加されるので、ラジエータ用コ
ア部3の性能(放熱量)を増加できる。
示すもので、上記第5実施形態とは逆に、ラジエータ用
コア部3におけるフィン幅Lr を偏平チューブ31の断
面長手方向の寸法であるチューブ幅Ltrより短くしてあ
る。一方、凝縮器用コア部2では、フィン幅Lc =チュ
ーブ幅Ltcになっている。また、図11の例では、凝縮
器側チューブ幅Ltc=ラジエータ側チューブ幅Ltrにな
っている。
ルーバ枚数Nc (図10の例では、10枚)と、凝縮器
側チューブ幅Ltcとの比(Nc /Ltc)と、ラジエータ
側コルゲートフィン32のルーバ枚数Nr (図10の例
では、6枚)とラジエータ側チューブ幅Ltrとの比(N
r /Ltr)との大小関係は次のようになる。
Ltr)の関係が成り立つ。そして、第6実施形態による
と、ラジエータ用コア部3の性能(放熱量)が低下する
が、その代わりに、ラジエータ用コア部3における圧損
(通風抵抗)が低下し、風量が増加されるので、凝縮器
用コア部2の性能(放熱量)を増加できる。
で、第5、第6実施形態において、チューブ幅Ltc、L
trに対するフィン幅LC 、Lr の比(LC /Ltc、Lr
/Ltr)と、凝縮器用コア部2およびラジエータ用コア
部3の性能比との関係を示すものであり、図示の特性
は、コア部への送風空気の風速=一定の条件下での関係
を示す。
ィン幅LC 、Lr を例えば、チューブ幅Ltc、Ltrの8
0%まで減少すると、フィン幅を減少した方のコア部で
は放熱量が約10%減少するが、圧損を約20%減少で
きる。これにより、フィン幅を減少しない方のコア部で
は放熱量を約3%増加できる。図12の検討から、圧損
を約20%以上減少させるためには、フィン幅LC 、L
r をチューブ幅Ltc、Ltrの80%以下に減少させる必
要がある。
示すもので、前述の第1、第2実施形態のように、凝縮
器側コルゲートフィン22のルーバ枚数Nc またはラジ
エータ側コルゲートフィン32のルーバ枚数Nr を減少
させて、圧損を減少させる場合において、ルーバ枚数N
c またはNr を減少させた方のコルゲートフィン22ま
たは32における熱伝達率の低下を抑制するためのもの
である。
り、ルーバ枚数Nc またはNr を減少させた方のコルゲ
ートフィン22(32)を有するコア部2(3)を示
す。この図14の比較例は図15の比較例から単純にル
ーバ枚数Nc (Nr )を減少させただけのものである。
本発明者が図14の比較例について、実際にコルゲート
フィン22(32)におけるルーバ枚数Nc (Nr )と
コア部2(3)の性能比との関係を実験検討したとこ
ろ、ルーバ220(320)において、ルーバ枚数Nc
(Nr )を空気流れの前後両側から単純に減少させる
と、図16に示すように、圧損と熱伝達率がともに比例
的に低下することが分かった。
0)において、ルーバ傾斜角が逆方向となっている第1
のルーバ群221(321)と第2のルーバ群222
(322)との間に位置して空気流れ方向を転向する転
向ルーバ223(323)の存在に注目して、この転向
ルーバ223(323)の平坦転向面223a(323
a)の長さLT (図13参照)とコア部2(3)の性能
比との関係について検討した。
a)の長さLT とコア部2(3)の性能比との関係をコ
ア部への送風空気の風速=一定の条件下で示すものであ
る。図17の横軸の平坦転向面長さLT はルーバピッチ
Lp に対する倍数である。図17のグラフから理解され
るように、平坦転向面長さLT が大きくなるにつれてフ
ィンの熱伝達率および圧損がともに上昇することが分か
る。
昇は、ルーバピッチLp の3倍付近から飽和する傾向に
あるので、平坦転向面長さLT はルーバピッチLp の3
倍以上に設定するのが好ましい。上記のように、平坦転
向面の長さLT の増大によって、フィンの熱伝達率が上
昇するのは以下の理由からである。
ィン22(32)における空気流れの解析結果による
と、平坦転向面の長さLT の増大によって、転向ルーバ
223(323)の後流に位置する第2のルーバ群22
2(322)を通過する空気の流速が回復して、早い速
度でもって空気が第2のルーバ群222(322)を通
過するためであると考えられる。
バ223(323)の平坦転向面223a(323a)
の長さLT をルーバピッチLp の3倍以上の大きさに増
大した、第7実施形態のルーバ形状例である。なお、図
13のルーバ形状例では、平坦転向面の長さLT をルー
バピッチLp の約5.5倍に設定している。図18
(a)は横軸に図14(b)に示す比較例のフィン断面
形状の空気流れ方向の部位をとり、図18(b)は横軸
に図13(b)に示す第7実施形態のフィン断面形状の
空気流れ方向の部位をとっている。
23)がV形状であり、平坦転向面を持っていないの
で、転向ルーバ223(323)の後流に位置する第2
のルーバ群222(322)を通過する空気の流速が回
復せず、低下したままとなる。その結果、図18(a)
のに示すように、転向ルーバ223(323)の後流
に位置する第2のルーバ群222(322)での熱伝達
率が第1のルーバ群221(321)に比してかなり低
下する。
よると、平坦転向面223a(323a)がルーバピッ
チLp の約5.5倍に設定した十分の長さLT を持って
いるので、この平坦転向面223a(323a)の平坦
面に沿って空気が流れる間に流速が回復し、早い速度で
もって空気が第2のルーバ群222(322)を通過す
るため、図18(b)のに示すように、転向ルーバ2
23(323)の後流に位置する第2のルーバ群222
(322)での熱伝達率が第1のルーバ群221(32
1)のそれと近似したレベルまで向上している。
5の第1実施形態においてルーバ枚数Ncを減少した方
の凝縮器側コルゲートフィン22、あるいは、図6の第
2実施形態においてルーバ枚数Nr を減少した方のラジ
エータ側コルゲートフィン32に適用することにより、
圧損の低下を図るとともに、ルーバ枚数Nc、Nr の減
少による熱伝達率の低下を抑制できる。
少した方のコルゲートフィンにおける平坦転向面223
a(323a)の長さLT は、ルーバ220(320)
の前後に形成される平坦な空気導入部224(32
4)、225(325)のうち、入口側の空気導入部2
24(324)の長さLi との比較において、この空気
導入部長さLi より大きくすることが、第2のルーバ群
222(322)通過空気の流速の回復のために有効で
あることが分かった。
示すもので、各コア部での熱交換性能(放熱量)を決定
する、熱伝達率と通風抵抗という2大要素がルーバ22
0、320の切れ長さ(空気流れ方向と直交する方向で
の切断長さ)Ec、Erにより変化することに着目し
て、凝縮器側ルーバ220とラジエータ側ルーバ320
とで、その切れ長さEc、Erを変えている。
さEc、Erを減少させると、熱伝達率が低下するが、
その一方、通風抵抗(圧損)も低下する。そこで、第8
実施形態では、上記点に着目して、ラジエータ用コア部
3の性能向上を図るために、凝縮器側ルーバ220の切
れ長さEcをラジエータ側ルーバ320の切れ長さEr
より短くしている。
切れ長さEcの減少により熱伝達率が低下して性能低下
が起きるが、その代わりに、凝縮器側のルーバ切れ長さ
Ecの減少により圧損が低下し、熱交換器全体としての
通風抵抗が低下し、風量が増加するので、ラジエータ用
コア部3の性能を向上できる。具体的な設計例として
は、コルゲートフィン22、32におけるフィン山高さ
Hf(=偏平チューブ間の間隔)が8mmの場合、ラジ
エータ側ルーバ320の切れ長さEr=7mm(フィン
山高さHfに対する本来の切れ長さである)、凝縮器側
ルーバ220の切れ長さEc=5mmである。
示すもので、第8実施形態とは逆に、凝縮器用コア部2
の性能向上を図るために、ラジエータ側ルーバ320の
切れ長さErを凝縮器側のルーバ切れ長さEcより短く
したものである。他の点はすべて第8実施形態と同じで
ある。
態を示すもので、第8実施形態の変形例であり、図8に
おいて説明した突出部326をラジエータ側コルゲート
フィン32に設けるとともに、凝縮器側コルゲートフィ
ン22にもこの突出部326に対向する突出部327を
設けて、凝縮器側ルーバ220における第2ルーバ群2
22のルーバ枚数、およびラジエータ側ルーバ320に
おける第1ルーバ群322のルーバ枚数をともに増加し
ている。
ゲートフィン22、32において、凝縮器側ルーバ22
0の切れ長さEcをラジエータ側ルーバ320の切れ長
さErより短くしたものである。他の点は第8実施形態
と同じである。図22は上記第8〜第10実施形態によ
るルーバ切れ長さと性能との関係をコア部への空気流の
風速=一定という条件下で示すもので、横軸のルーバ切
れ長さ比は、フィン山高さHfに対する本来のルーバ切
れ長さ(例えば、図18の第8実施形態では、ラジエー
タ側ルーバ320の切れ長さEr)と、フィン山高さH
fに対して意図的に短くしたルーバ切れ長さ(例えば、
図18の第8実施形態では、凝縮器側のルーバ切れ長さ
Ec)との比である。
に短くしたルーバ切れ長さ/本来のルーバ切れ長さであ
る。図22から理解されるように、意図的に短くする片
側のルーバ切れ長さを例えば半減すると、ルーバ切れ長
さを半減したコア部での放熱量が約10%減少するが、
圧損は約30%減少する。この圧損の約30%減少によ
り、本来のルーバ切れ長さを持った他の片側のコア部の
性能(放熱量)を約5%向上できる。
態を示すもので、各コア部での熱交換性能(放熱量)を
決定する、熱伝達率と通風抵抗という2大要素がルーバ
220、320の傾斜角θc 、θr により変化すること
に着目して、凝縮器側ルーバ220とラジエータ側ルー
バ320とで、その傾斜角θc 、θr を変えている。
θc 、θr を減少させると、ルーバ220、320の各
ルーバ片相互間を通過する空気の風速が低下して、熱伝
達率が低下するが、その一方、通風抵抗(圧損)も低下
する。そこで、第11実施形態では、上記点に着目し
て、ラジエータ用コア部3の性能向上を図るために、凝
縮器側ルーバ220の傾斜角θc をラジエータ側ルーバ
320の傾斜角(高熱伝達率を得るための本来の傾斜
角)θr より意図的に低下させている。
ラジエータ側のルーバ傾斜角θr としている。これによ
り、凝縮器用コア部2ではルーバ傾斜角θc の低下によ
り熱伝達率が低下して性能低下が起きるが、その代わり
に、凝縮器側のルーバ傾斜角θc の減少により圧損が低
下し、熱交換器全体としての通風抵抗が低下し、風量が
増加するので、ラジエータ用コア部3の性能を向上でき
る。
バ傾斜角θc =18°、ラジエータ側のルーバ傾斜角θ
r =25°である。 (第12実施形態)図24は第12実施形態を示すもの
で、第11実施形態とは逆に、凝縮器用コア部2の性能
向上を図るために、ラジエータ側ルーバ320の傾斜角
θr を凝縮器側ルーバ220の傾斜角θc より意図的に
減少させている。
ラジエータ側のルーバ傾斜角θr としている。他の点は
すべて第11実施形態と同じである。 (第13実施形態)図25は第13実施形態を示すもの
で、図23の第11実施形態に対して、図21の第13
実施形態における突出部326、327を両コルゲート
フィン22、32に設けたものである。
32に突出部326を設けるとともに、凝縮器側コルゲ
ートフィン22にもこの突出部326に対向する突出部
327を設けて、凝縮器側ルーバ220における第2ル
ーバ群222のルーバ枚数、およひラジエータ側ルーバ
320における第1ルーバ群322のルーバ枚数をとも
に増加している。
ゲートフィン22、32において、凝縮器側のルーバ傾
斜角θc <ラジエータ側のルーバ傾斜角θr を関係を設
定している。図26は上記した図23〜図25の第11
〜第13実施形態によるルーバ傾斜角の低下とコア部の
性能との関係をコア部への空気流の風速=一定という条
件下で示すものである。横軸のルーバ傾斜角低下率は、
高熱伝達率を得るための本来のルーバ傾斜角と、この本
来のルーバ傾斜角から意図的に低下させたルーバ傾斜角
との比である。
図的に低下させたルーバ傾斜角/本来のルーバ傾斜角)
×100である。図26から理解されるように、意図的
に短くする片側のルーバ傾斜角の低下率を例えば20%
にすると、このルーバ傾斜角を低下した方のコア部では
放熱量が約10%減少するが、圧損は約25%減少す
る。この圧損の約25%減少により、本来のルーバ傾斜
角を持った他の片側のコア部の性能(放熱量)を約4%
向上できる。
では、自動車用空調装置の凝縮器用コア部2とエンジン
冷却用のラジエータ用コア部3とを一体化した熱交換器
に本発明を適用した場合について説明したが、本発明
は、2種類の流体を熱交換する2つの熱交換用コア部を
一体化した熱交換器であれば、どのような用途の熱交換
器に対しても同様に実施できる。
タ用コア部との一体化熱交換器構造を示す部分斜視図で
ある。
る。
トフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
トフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
の関係を示すグラフである。
トフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
トフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
を示すグラフである。
ートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正
面図、(b)は(a)のA−A断面図である。
コルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部
分正面図、(b)は(a)のA−A断面図である。
係を示すグラフである。
さと性能との関係を示すグラフである。
部の熱伝達率の変化を示すグラフである。
ートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面
図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正
面図、(b)は(a)のA−A断面図である。
との関係を示すグラフである。
ゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正
面図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正
面図、(b)は(a)のA−A断面図である。
ゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正
面図、(b)は(a)のA−A断面図である。
能との関係を示すグラフである。
31…偏平チューブ、22、32…コルゲートフィン、
220、320…ルーバ、221、321…第1のルー
バ群、222、322…第2のルーバ群、223、32
3…転向ルーバ、223a、323a…平坦転向面。
Claims (11)
- 【請求項1】 第1流体と外部流体との間で熱交換を行
う第1コア部(2)と、 第2流体と外部流体との間で熱交換を行う第2コア部
(3)とを備え、 前記両コア部(2、3)を前記外部流体の流れ方向に所
定間隙(46)を介して直列に配列し、 前記第1コア部(2)を、並列配置され前記第1流体が
流通する多数の偏平チューブ(21)と、この偏平チュ
ーブ(21)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(22)とにより構成し、 前記第2コア部(3)を、並列配置され前記第2流体が
流通する多数の偏平チューブ(31)と、この偏平チュ
ーブ(31)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(32)とにより構成し、 前記両コルゲートフィン(22、32)は、結合部(4
5)を介して一体に成形されており、 前記両コルゲートフィン(22、32)にはそれぞれル
ーバ(220、320)が備えられており、 さらに、前記第1コア部(2)におけるコルゲートフィ
ン(22)の外部流体流れ方向のフィン幅(LC )と前
記ルーバ(220)の枚数(Nc )との比(N c /
LC )と、 前記第2コア部(3)におけるコルゲートフィン(3
2)の外部流体流れ方向のフィン幅(Lr )と前記ルー
バ(320)の枚数(Nr )との比(Nr /Lr)を、 前記第1、第2コア部(2、3)のうち、必要放熱量の
小さい方のコア部が小となり、必要放熱量の大きい方の
コア部が大となるように設定したことを特徴とする熱交
換器。 - 【請求項2】 前記必要放熱量の小さい方のコア部にお
けるコルゲートフィンのルーバの枚数を、前記必要放熱
量の大きい方のコア部におけるコルゲートフィンのルー
バ枚数に対して30%以上減少したことを特徴とする請
求項1に記載の熱交換器。 - 【請求項3】 前記必要放熱量の小さい方のコア部で
は、前記必要放熱量の大きい方のコア部に比して、ルー
バピッチを大きくしたことを特徴とする請求項1または
2に記載の熱交換器。 - 【請求項4】 前記ルーバ(220、320)の中間部
位に、前記外部流体の流れ方向を転向する転向ルーバ
(223、323)を形成し、 この転向ルーバ(223、323)の前後に、傾斜角が
逆転している第1のルーバ群(221、321)および
第2のルーバ群(222、322)を形成し、 さらに、前記第1、第2コア部(2、3)のうち、必要
放熱量の小さい方のコア部では、前記転向ルーバ(22
3、323)に平坦転向面(223a、323a)を形
成するとともに、前記ルーバ(220、320)の流体
入口側に平坦な流体導入部(224、324)を形成
し、 前記必要放熱量の小さい方のコア部では、前記平坦転向
面(223a、323a)の長さ(LT )を前記流体導
入部(224、324)の長さ(Li )より大きくした
ことを特徴とする請求項1ないし3のいずれか1つに記
載の熱交換器。 - 【請求項5】 第1流体と外部流体との間で熱交換を行
う第1コア部(2)と、 第2流体と外部流体との間で熱交換を行う第2コア部
(3)とを備え、 前記両コア部(2、3)を前記外部流体の流れ方向に所
定間隙(46)を介して直列に配列し、 前記第1コア部(2)を、並列配置され前記第1流体が
流通する多数の偏平チューブ(21)と、この偏平チュ
ーブ(21)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(22)とにより構成し、 前記第2コア部(3)を、並列配置され前記第2流体が
流通する多数の偏平チューブ(31)と、この偏平チュ
ーブ(31)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(32)とにより構成し、 前記両コルゲートフィン(22、32)は、結合部(4
5)を介して一体に成形されており、 前記両コルゲートフィン(22、32)にはそれぞれル
ーバ(220、320)が備えられており、 さらに、前記第1、第2コア部(2、3)のうち、必要
放熱量の小さい方のコア部では、前記コルゲートフィン
の外部流体流れ方向のフィン幅を、前記偏平チューブの
断面長手方向の長さより短くし、 前記必要放熱量の小さい方のコア部における前記偏平チ
ューブの断面長手方向の長さと前記ルーバの枚数との比
を、 前記必要放熱量の大きい方のコア部における前記偏平チ
ューブの断面長手方向の長さと前記ルーバの枚数との比
より小さくしたことを特徴とする熱交換器。 - 【請求項6】 前記必要放熱量の小さい方のコア部にお
ける前記コルゲートフィンの外部流体流れ方向のフィン
幅を、前記偏平チューブの断面長手方向の長さの80%
以下に減少することを特徴とする請求項5に記載の熱交
換器。 - 【請求項7】 第1流体と外部流体との間で熱交換を行
う第1コア部(2)と、 第2流体と外部流体との間で熱交換を行う第2コア部
(3)とを備え、 前記両コア部(2、3)を前記外部流体の流れ方向に所
定間隙(46)を介して直列に配列し、 前記第1コア部(2)を、並列配置され前記第1流体が
流通する多数の偏平チューブ(21)と、この偏平チュ
ーブ(21)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(22)とにより構成し、 前記第2コア部(3)を、並列配置され前記第2流体が
流通する多数の偏平チューブ(31)と、この偏平チュ
ーブ(31)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(32)とにより構成し、 前記両コルゲートフィン(22、32)は、結合部(4
5)を介して一体に成形されており、 前記両コルゲートフィン(22、32)にはそれぞれル
ーバ(220、320)が備えられており、 さらに、前記第1、第2コア部(2、3)のうち、必要
放熱量の小さい方のコア部における前記ルーバの切れ長
さを、必要放熱量の大きい方のコア部における前記ルー
バの切れ長さより小さくしたことを特徴とする熱交換
器。 - 【請求項8】 前記必要放熱量の小さい方のコア部にお
ける前記ルーバの切れ長さを、前記必要放熱量の大きい
方のコア部における前記ルーバの切れ長さよりも50%
以上小さくしたことを特徴とする請求項7に記載の熱交
換器。 - 【請求項9】 第1流体と外部流体との間で熱交換を行
う第1コア部(2)と、 第2流体と外部流体との間で熱交換を行う第2コア部
(3)とを備え、 前記両コア部(2、3)を前記外部流体の流れ方向に所
定間隙(46)を介して直列に配列し、 前記第1コア部(2)を、並列配置され前記第1流体が
流通する多数の偏平チューブ(21)と、この偏平チュ
ーブ(21)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(22)とにより構成し、 前記第2コア部(3)を、並列配置され前記第2流体が
流通する多数の偏平チューブ(31)と、この偏平チュ
ーブ(31)相互の間に配置されたコルゲートフィン
(32)とにより構成し、 前記両コルゲートフィン(22、32)は、結合部(4
5)を介して一体に成形されており、 前記両コルゲートフィン(22、32)にはそれぞれル
ーバ(220、320)が備えられており、 さらに、前記第1、第2コア部(2、3)のうち、必要
放熱量の小さい方のコア部における前記ルーバの傾斜角
を、必要放熱量の大きい方のコア部における前記ルーバ
の傾斜角より小さくしたことを特徴とする熱交換器。 - 【請求項10】 前記必要放熱量の小さい方のコア部に
おける前記ルーバの傾斜角を、前記必要放熱量の大きい
方のコア部における前記ルーバの傾斜角よりも20%以
上小さくしたことを特徴とする請求項9に記載の熱交換
器。 - 【請求項11】 車両に搭載される熱交換器であって、
前記第1コア部は、冷凍サイクルの冷媒を凝縮させる凝
縮器用コア部(2)であり、前記第2コア部は、エンジ
ン冷却水を冷却するラジエータ用コア部(3)であり、
前記外部流体は外気であり、 前記凝縮器用コア部(2)は前記ラジエータ用コア部
(3)よりも空気流れの上流側に配置されていることを
特徴とする請求項1ないし10のいずれか1つに記載の
熱交換器。
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