WO2019198554A1 - シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法 - Google Patents

シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2019198554A1
WO2019198554A1 PCT/JP2019/014465 JP2019014465W WO2019198554A1 WO 2019198554 A1 WO2019198554 A1 WO 2019198554A1 JP 2019014465 W JP2019014465 W JP 2019014465W WO 2019198554 A1 WO2019198554 A1 WO 2019198554A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
heat transfer
transfer tube
shell
fluid
nozzle
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/014465
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
道美 日下
良美 林
Original Assignee
パナソニック株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2019041933A external-priority patent/JP2019184228A/ja
Application filed by パナソニック株式会社 filed Critical パナソニック株式会社
Publication of WO2019198554A1 publication Critical patent/WO2019198554A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • 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
    • F25B39/02—Evaporators
    • 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
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/16—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation
    • 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
    • F28F1/02—Tubular elements of cross-section which is non-circular

Definitions

  • the present disclosure relates to a shell-and-tube heat exchanger and a spraying method therefor.
  • FIG. 10 shows the configuration of the shell-and-tube heat exchanger described in Patent Document 1.
  • the shell and tube heat exchanger described in Patent Literature 1 includes a shell 1, a flat heat transfer tube 2, a nozzle member 3, and a cooling medium inflow tube 4.
  • the flat heat transfer tubes 2 are arranged in three rows and four stages.
  • the cooling medium is ejected from the nozzle member 3 toward the flat heat transfer tube 2.
  • the cooling medium comes into contact with the flat surface of the flat heat transfer tube 2 to exchange heat with the medium to be cooled flowing through the flat heat transfer tube 2.
  • heat transfer tubes having a flat shape are used in a shell and tube heat exchanger, the heat transfer tube mounting density inside the shell can be increased, so the heat transfer area per unit volume of the shell and tube heat exchanger can be reduced. It is advantageous to increase. That is, using a heat transfer tube having a flat shape is advantageous for downsizing of the shell-and-tube heat exchanger.
  • the spray amount of the cooling medium is not sufficiently optimized. Dryout occurs where there is not enough spray. In locations where the spray amount is excessive, the cooling medium stays and forms a thick liquid film. As a result, the substantial heat transfer area is reduced, the cooling medium cannot be evaporated efficiently, and high heat transfer performance cannot be exhibited.
  • the present disclosure provides a technique for optimizing the distribution of the supply amount of the cooling medium on the surface of the heat transfer tube in the shell-and-tube heat exchanger.
  • This disclosure Shell, A flat heat transfer tube located inside the shell and through which the first fluid flows from the inlet toward the outlet; A spray method in a shell-and-tube heat exchanger, the nozzle being located inside the shell and spraying a second fluid toward the heat transfer tube, A point on the surface of the heat transfer tube located equidistant from the inlet and the outlet is an intermediate point, The amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the range from the inlet to the intermediate point in the heat transfer tube per unit time is defined as Q1, When the amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the range from the outlet to the intermediate point in the heat transfer tube per unit time is Q2, And spraying the second fluid from the nozzle toward the heat transfer tube so as to satisfy a relationship of Q1> Q2. A spraying method is provided.
  • the distribution of the supply amount of the cooling medium on the surface of the heat transfer tube can be optimized. Thereby, it is possible to avoid the formation of a liquid film having a thick cooling medium and the occurrence of dryout.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus using the shell-and-tube heat exchanger of the present disclosure.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the evaporator according to the first embodiment of the present disclosure.
  • FIG. 3 is another longitudinal sectional view of the evaporator according to Embodiment 1 of the present disclosure.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the heat transfer tube.
  • FIG. 5A is a diagram showing a spraying state of the refrigerant mist.
  • FIG. 5B is a diagram showing a sprayed state of the refrigerant mist on the heat transfer tubes.
  • FIG. 6A is a longitudinal sectional view of the spray nozzle.
  • FIG. 6B is a cross-sectional view of the spray nozzle.
  • FIG. 6C is a longitudinal sectional view of another spray nozzle.
  • FIG. 7A is a diagram illustrating a positional relationship between a heat transfer tube and a spray nozzle.
  • FIG. 7B is a diagram illustrating the posture of the spray nozzle according to the modification.
  • FIG. 8A is a diagram illustrating a three-dimensional shape of the flow of the refrigerant mist.
  • FIG. 8B is another diagram showing a three-dimensional shape of the flow of the refrigerant mist.
  • FIG. 9 is a diagram showing the spread of the refrigerant mist in the direction in which the heat transfer tubes are arranged.
  • FIG. 10 is a configuration diagram of a conventional heat exchanger using a flat heat transfer tube.
  • FIG. 11A is a diagram showing a diffusion state of the cooling medium sprayed from the spray nozzle to the heat transfer tube.
  • FIG. 11B is a diagram illustrating a diffusion state of the cooling medium sprayed from the spray nozzle to the heat transfer tube.
  • FIG. 12 is a diagram illustrating a spray state in the configuration of the reference example.
  • FIG. 11A shows a diffusion state of the cooling medium sprayed from the spray nozzle 11 to the heat transfer tube 12.
  • the heat transfer tube 12 is a heat transfer tube having a circular cross section.
  • the cooling medium is sprayed from the spray nozzle 11 toward the heat transfer tube 12 at a constant flow rate.
  • the sprayed cooling medium reaches the heat transfer tube 12 in a mist state.
  • FIG. 11A shows in a circular arc how the mist-state cooling medium sprayed from the spray nozzle 11 moves forward over time.
  • a point where the distance to the inlet of the heat transfer tube 12 and the distance to the outlet are equal is defined as an intermediate point M1.
  • the upper end of the heat transfer tube 12 is an inlet, and the lower end of the heat transfer tube 12 is an outlet.
  • An arc including the intermediate point M1 of the heat transfer tube 12 is defined as an arc a1
  • an arc including the inlet of the heat transfer tube 12 is defined as an arc b1.
  • the spray nozzle 11 is disposed at the height of the intermediate point M1 of the heat transfer tube 12.
  • the mist of the cooling medium advances to the position of the arc a1, the mist contacts the intermediate point M1 of the heat transfer tube 12.
  • the mist advances to the position of the arc b1, the mist contacts the inlet and outlet (upper end and lower end) of the heat transfer tube 12. Since the arc a1 is shorter than the arc b1, the density of mist particles on the arc b1 is lower than the density of mist particles on the arc a1.
  • the fin-and-tube heat exchanger is an evaporator, the temperature difference between the fluid flowing in the heat transfer tube 12 and the mist is the largest at the inlet of the heat transfer tube 12 and the smallest at the outlet of the heat transfer tube 12. Therefore, when the fin-and-tube heat exchanger is an evaporator, dryout is most likely to occur near the inlet of the heat transfer tube 12.
  • FIG. 11B shows, in the same manner as FIG. 11A, a circular arc of the mist state of the cooling medium sprayed from the spray nozzle 11 moving forward with time.
  • the heat transfer tube 13 is a heat transfer tube having a flat shape.
  • the heat transfer tube 13 has a wide width with respect to the traveling direction of the mist. Therefore, the density of the mist particles existing on the arc c1 when the mist advances to the position of the arc c1 is higher than the density of the mist particles existing on the arc a1 when the mist advances to the position of the arc a1. It is lower than the density of the mist particles existing on the arc b1 when the mist advances to the position of the arc b1.
  • the spray method in the shell and tube heat exchanger is: Shell, A flat heat transfer tube located inside the shell and through which the first fluid flows from the inlet toward the outlet; A spray method in a shell-and-tube heat exchanger, the nozzle being located inside the shell and spraying a second fluid toward the heat transfer tube, A point on the surface of the heat transfer tube located equidistant from the inlet and the outlet is an intermediate point, The amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the range from the inlet to the intermediate point in the heat transfer tube per unit time is defined as Q1, When the amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the range from the outlet to the intermediate point in the heat transfer tube per unit time is Q2, And spraying the second fluid from the nozzle toward the heat transfer tube so as to satisfy a relationship of Q1> Q2. including.
  • the distribution of the supply amount of the cooling medium on the surface of the heat transfer tube can be optimized. Thereby, it is possible to avoid the formation of a liquid film having a thick cooling medium and the occurrence of dryout.
  • the nozzle may spray the second fluid stored at the bottom of the shell toward the heat transfer tube. According to the second aspect, it is easy to recover the liquid phase refrigerant, and energy consumption for supplying the liquid phase refrigerant to the nozzle can be suppressed.
  • the amount of the second fluid that reaches the heat transfer tube per unit time gradually decreases from the inlet toward the outlet.
  • the second fluid may be sprayed from the nozzle toward the heat transfer tube.
  • the distribution of the supply amount of the liquid-phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube can be further optimized.
  • the spraying method according to any one of the first to third aspects may further include flowing the first fluid through the heat transfer tube.
  • the shell-and-tube heat exchanger is: Shell, A flat heat transfer tube located inside the shell and through which the first fluid flows from the inlet toward the outlet; A nozzle located inside the shell and spraying a second fluid toward the heat transfer tube; With A point on the surface of the heat transfer tube located equidistant from the inlet and the outlet is an intermediate point, The amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the range from the inlet to the intermediate point in the heat transfer tube per unit time is defined as Q1, When the amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the range from the outlet to the intermediate point in the heat transfer tube per unit time is Q2, The relationship of Q1> Q2 is satisfied.
  • the distribution of the supply amount of the cooling medium on the surface of the heat transfer tube can be optimized. Thereby, it is possible to avoid the formation of a liquid film having a thick cooling medium and the occurrence of dryout.
  • the nozzle sprays the second fluid stored in the bottom of the shell toward the heat transfer tube. Also good. According to the sixth aspect, it is easy to recover the liquid phase refrigerant, and energy consumption for supplying the liquid phase refrigerant to the nozzle can be suppressed.
  • the amount of the second fluid sprayed from the nozzle and reaching the heat transfer tube per unit time is It may be gradually decreased from the inlet toward the outlet.
  • the distribution of the supply amount of the liquid phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube can be further optimized.
  • the nozzle includes an introduction portion that allows the second fluid to flow in, and the introduction portion. And a mist forming part for increasing the speed of the second fluid, and a mist forming part connected to the jet hole for making the second fluid into a mist shape.
  • the central axis of the ejection hole may be located between the inlet and the intermediate point in the vertical direction, and the mist forming portion is located on the upper side in the vertical direction.
  • An angle ⁇ between the first surface and the central axis of the ejection hole may be included, and the first surface may be included in the vertical direction.
  • the angle formed between the two surfaces and the central axis of the ejection hole is an angle ⁇
  • the angle ⁇ ⁇ the angle ⁇ may be satisfied.
  • the distance between the nozzle and the inlet of the heat transfer tube is the nozzle. And the distance between the outlet of the heat transfer tube. According to such a configuration, it is easy to optimize the distribution of the supply amount of the liquid phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube.
  • the flow of the second fluid from the nozzle toward the heat transfer tube is changed to the second.
  • the outer edge of the second fluid flow may have a rectangular shape. According to such a configuration, it is possible to spray the liquid phase refrigerant in a shape corresponding to the heat transfer tubes arranged in the rectangular region.
  • the rectangular shape has a pair of short sides parallel to a direction perpendicular to the flat surface of the heat transfer tube. It may be a shape. According to such a configuration, it is possible to spray the liquid phase refrigerant in a shape corresponding to the heat transfer tubes arranged in the rectangular region.
  • a refrigeration cycle apparatus according to a twelfth aspect of the present disclosure is provided.
  • a shell and tube heat exchanger according to any one of the fifth to eleventh aspects;
  • a compressor, It has.
  • the efficiency (COP) of the refrigeration cycle can be improved by efficiently evaporating the refrigerant in the evaporator or condensing the refrigerant efficiently in the condenser.
  • FIG. 1 shows a configuration of a refrigeration cycle apparatus using the shell-and-tube heat exchanger of the present disclosure.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes an evaporator 101, a compressor 102, a condenser 103, a flow valve 104, and flow paths 110a to 110d.
  • the outlet of the evaporator 101 is connected to the suction port of the compressor 102 by a flow path 110a.
  • the outlet of the compressor 102 is connected to the inlet of the condenser 103 by a flow path 110b.
  • the outlet of the condenser 103 is connected to the inlet of the flow valve 104 by a flow path 110c.
  • the outlet of the flow valve 104 is connected to the inlet of the evaporator 101 by a flow path 110d.
  • the flow paths 110a and 110b are vapor paths, and the flow paths 110c and 110d are liquid paths. Each path is composed of, for example, at least one metal pipe.
  • the compressor 102 When the compressor 102 is started, the refrigerant is heated and evaporated in the evaporator 101. Thereby, a gaseous-phase refrigerant
  • the generated gas phase refrigerant is sucked into the compressor 102 and compressed.
  • the gas-phase refrigerant that has been compressed to high temperature and pressure is supplied from the compressor 102 to the condenser 103.
  • the supplied high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant is cooled by the condenser 103 to be condensed and liquefied to generate a liquid-phase refrigerant (refrigerant liquid).
  • the liquid phase refrigerant is returned as a liquid phase refrigerant from the condenser 103 to the evaporator 101 via the flow valve 104.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 is an air conditioner for business use or home use, for example.
  • the to-be-cooled medium cooled by the evaporator 101 is supplied into the room and used for indoor cooling.
  • the to-be-cooled medium heated with the condenser 103 is supplied indoors, and is utilized for indoor heating.
  • the medium to be cooled is, for example, water.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 is not limited to an air conditioner, and may be another apparatus such as a chiller or a heat storage apparatus.
  • the word “water” is used instead of the word “cooled medium”.
  • the medium to be cooled as the first fluid flowing through the heat transfer tube 202 is not limited to water, and may be a liquid such as oil or brine, or may be a gas such as air.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the evaporator 101 (cross section AA in FIG. 1).
  • the evaporator 101 is configured by a shell and tube heat exchanger.
  • the evaporator 101 includes a shell 201, a heat transfer pipe 202, a header 203, a spray nozzle 204, a circulation circuit 205, a circulation pump 206, an inflow pipe 207, and an outflow pipe 208.
  • the heat transfer tube 202, the header 203, the spray nozzle 204, the circulation circuit 205, and the circulation pump 206 are disposed inside the shell 201.
  • the efficiency (COP) of the refrigeration cycle can be improved.
  • a flow path 110d and a flow path 110a can be connected to the inflow pipe 207 and the outflow pipe 208, respectively.
  • the heat transfer tube 202 is a multi-hole and flat heat transfer tube. Water flows from the inlet of the heat transfer tube 202 toward the outlet. A plurality of heat transfer tubes 202 are arranged between the header 203 and the header 203 so that the flat surface is parallel to the vertical direction. Examples of the material of the heat transfer tube 202 include metal materials such as aluminum, aluminum alloy, and stainless steel.
  • the circuit 105 that circulates water (first fluid) through the heat transfer tube 202 may be a sealed circuit that is isolated from the outside air.
  • the heat transfer tubes 202 are arranged in three stages in the vertical direction.
  • the amount of the liquid-phase refrigerant to be sprayed may be equal or different at each stage.
  • the shell 201 is configured to store a liquid-phase refrigerant at the bottom thereof.
  • the circulation circuit 205 connects the bottom of the shell 201 and each of the spray nozzles 204.
  • a circulation pump 206 is disposed in the circulation circuit 205. By the action of the circulation pump 206, the liquid refrigerant stored at the bottom of the shell 201 is supplied to the spray nozzle 204 through the circulation circuit 205. According to such a configuration, it is easy to recover the liquid phase refrigerant, and energy consumption for supplying the liquid phase refrigerant to the spray nozzle 204 can be suppressed.
  • the spray nozzle 204 is arranged to spray the liquid refrigerant from the side toward the heat transfer tube 202 in the horizontal direction. Specifically, the spray nozzle 204 faces the side surface of the heat transfer tube 202 and sprays the liquid phase refrigerant toward the heat transfer tube 202 from a direction parallel to the flat surface. In the present embodiment, as an example, the spray nozzle 204 is disposed at the same height as the inlet of the heat transfer tube 202 in the vertical direction. In this embodiment, water flows through the heat transfer tube 202 from the top to the bottom of the drawing.
  • a liquid phase refrigerant is an example of the 2nd fluid which should exchange heat with water which is an example of the 1st fluid.
  • the position of “the inlet of the heat transfer tube 202” means the highest position on the surface of the heat transfer tube 202 to which the liquid refrigerant sprayed from the spray nozzle 204 can reach directly.
  • the position of “the outlet of the heat transfer tube 202” means the lowest position on the surface of the heat transfer tube 202 to which the liquid refrigerant sprayed from the spray nozzle 204 can directly reach.
  • the position of the “inlet of the heat transfer tube 202” does not necessarily match the position of the open end of the heat transfer tube 202.
  • the position of the “outlet of the heat transfer tube 202” does not necessarily coincide with the open end of the heat transfer tube 202.
  • the shell 201 has a rectangular cross-sectional shape, but may have a circular cross-sectional shape.
  • the shell 201 may be a pressure vessel.
  • FIG. 3 shows a CC cross section of the evaporator in FIG.
  • the heat transfer tube 202 extends in the vertical direction from the lower part to the upper part of the shell 201 and is disposed inside the shell 201. Both ends of the heat transfer tube 202 in the vertical direction are connected to the header 203. Water flows into the heat transfer tube 202.
  • the method of flowing water through the heat transfer tube 202 may be another method that does not use a header.
  • the inlet of the header 203 is connected to the tube plate cover 209a.
  • the outlet of the header 203 is connected to the tube plate cover 209b.
  • the tube plate cover 209a is provided with an inlet tube 301 through which water flows in
  • the tube plate cover 209b is provided with an outlet tube 302 through which water exchanged in the heat transfer tube 202 flows out. That is, water flows into the evaporator 101 from the inlet pipe 301 located at the lower part of the shell 201. Then, the water flows out of the evaporator 101 from the outlet pipe 302 located at the upper part of the shell 201 via the plurality of headers 203 and the heat transfer pipes 202.
  • the flow path inside the tube plate cover 209 is partitioned by a partition plate 303.
  • the inside of the tube sheet covers 209a and 209b is partitioned so that water flowing out from the header 203 flows into the header 203 directly above.
  • FIG. 4 is an enlarged view of a cross section of the heat transfer tube 202.
  • the heat transfer tube 202 includes an outer wall 401 and a partition wall 402, and a space surrounded by the outer wall 401 and the partition wall 402 serves as a water flow path 403.
  • the outer wall 401 and the partition 403 are thin plates and have a thickness of about 0.5 to 0.8 mm, for example.
  • the cross-sectional shape of the flow path 403 is rectangular in this embodiment.
  • the flow path 403 has, for example, a narrow tube shape having a square cross section with a side of about 0.5 mm to 3 mm.
  • the cross-sectional shape of the channel 403 is a quadrangle, but it may be a circle or a triangle. Further, the surface area may be increased by forming fine grooves or fins on the inner wall surface of the flow path 403.
  • the compressor 102 may be a speed type compressor such as a centrifugal compressor or a positive displacement compressor such as a scroll compressor.
  • the type of the condenser 103 is not particularly limited.
  • a heat exchanger such as a plate heat exchanger or a shell and tube heat exchanger may be used for the condenser 103.
  • the liquid phase refrigerant is heated and evaporated.
  • the vaporized low-temperature and low-pressure gas-phase refrigerant is sucked into the compressor 102 through the flow path 110a and compressed into the high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant.
  • the compressed high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant flows into the condenser 103 through the flow path 110b.
  • the high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant that has flowed into the condenser 103 is cooled in the condenser 103 to be condensed and liquefied.
  • the condensed and liquefied high-pressure liquid refrigerant is returned to the evaporator 101 as a low-pressure liquid refrigerant from the flow passage 110d while being depressurized through the flow valve 104 through the flow passage 110c.
  • FIG. 5A shows the spray state of the refrigerant mist.
  • the liquid phase refrigerant pumped by the circulation pump 206 is sprayed from the spray nozzle 204 toward the heat transfer tube 202 through the circulation circuit 205 as an atomized refrigerant liquid.
  • the liquid-phase refrigerant is sprayed in the horizontal direction from the spray nozzle 204 and reaches the heat transfer tube 202 while spreading radially.
  • the liquid phase refrigerant is sprayed from the inlet to the outlet of the heat transfer tube 202.
  • the angle of the refrigerant mist spreading downward in the vertical direction is represented by an angle ⁇ (unit: degree) with respect to the horizontal direction.
  • the angle ⁇ is an angle formed by a plane passing through the lower limit of the refrigerant mist flow and a plane parallel to the horizontal direction.
  • FIG. 5B shows the spray amount of the refrigerant mist on the heat transfer tube 202.
  • a point on the surface of the heat transfer tube 202 located at an equal distance from the inlet 202p of the heat transfer tube 202 and the outlet 202q of the heat transfer tube 202 is defined as an intermediate point P1.
  • the amount of liquid-phase refrigerant sprayed from the spray nozzle 204 and reaching the range from the inlet 202p to the intermediate point P1 in the heat transfer tube 202 per unit time is defined as Q1.
  • the amount of liquid-phase refrigerant sprayed from the spray nozzle 204 and reaching the range from the outlet 202q in the heat transfer tube 202 to the intermediate point P1 per unit time is defined as Q2.
  • the liquid phase refrigerant is sprayed from the spray nozzle 204 toward the heat transfer tube 202 so as to satisfy the relationship of Q1> Q2.
  • the liquid phase refrigerant When the liquid phase refrigerant is sprayed from the spray nozzle 204 toward the heat transfer tube 202 while flowing water through the heat transfer tube 202, the water in the heat transfer tube 202 is cooled by the liquid phase refrigerant.
  • the temperature of water is high in the vicinity of the inlet 202p of the heat transfer tube 202 and is low in the vicinity of the outlet 202q of the heat transfer tube 202.
  • the liquid refrigerant is sprayed from the spray nozzle 204 toward the heat transfer tube 202 so as to satisfy the relationship of Q1> Q2, it is difficult for dryout to occur in the vicinity of the inlet 202p, and in the vicinity of the intermediate point P1 and the outlet 202q. Liquid phase refrigerant is unlikely to be excessive.
  • the distribution of the supply amount of the liquid phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube 202 can be optimized. Thereby, it is possible to avoid the formation of a thick liquid film of the liquid phase refrigerant or the occurrence of dryout. As a result, the heat exchange performance of the evaporator 101 can be sufficiently exhibited.
  • FIG. 6A shows a vertical cross section of the spray nozzle 204.
  • FIG. 6B shows a cross section of the spray nozzle 204.
  • the spray nozzle 204 includes an introduction part 501, an ejection hole 502, and a mist formation part 504.
  • the introduction unit 501 is a part that allows liquid phase refrigerant to flow through the circulation circuit 205.
  • the ejection hole 502 is a part connected to the introduction part 501.
  • the flow passage cross-sectional area of the ejection hole 502 is smaller than the flow passage cross-sectional area of the introduction portion 501. Accordingly, the speed of the liquid refrigerant increases in the ejection holes 502.
  • the introduction part 501 has a circular cross section and a constant flow path cross-sectional area.
  • the ejection hole 502 also has a circular cross section and a constant flow path cross-sectional area.
  • the mist formation part 504 is a part connected to the ejection hole 502 and has a function of making the liquid phase refrigerant into a mist.
  • a mist forming part 504 is connected to the ejection hole 502.
  • the mist formation part 504 has the 1st surface 505 and the 2nd surface 506 as the inner surface.
  • the first surface 505 is a surface located on the upper side in the vertical direction.
  • the second surface 506 is a surface located on the lower side in the vertical direction.
  • the first surface 505 and the second surface 506 are flat surfaces extending toward the inlet 202p of the heat transfer tube 202 and the outlet 202q of the heat transfer tube 202, respectively.
  • the spray nozzle applicable to the evaporator 101 is not limited to that of the present embodiment.
  • the central axis O of the spray nozzle 204 passing through the centers of the introduction portion 501 and the ejection hole 502 is parallel to the horizontal direction. “Parallel in the horizontal direction” does not necessarily mean that it is mathematically completely parallel. Taking into account manufacturing errors and assembly errors, for example, even if the central axis O is inclined ⁇ 1 degree with respect to the horizontal direction, the central axis O can be regarded as being parallel to the horizontal direction. However, as will be described later, the central axis O may not be parallel to the horizontal direction.
  • the liquid refrigerant that has flowed in from the introduction part 501 is ejected through the ejection hole 502.
  • the central axis O of the introduction portion 501 and the ejection hole 502 is located between the inlet 202p and the intermediate point P1 (see FIG. 5B) in the vertical direction.
  • the liquid phase refrigerant is ejected radially around the outlet 503 of the ejection hole 502.
  • the liquid-phase refrigerant is changed in the horizontal direction by the first surface 505 (the upper surface in FIG. 6A) of the mist forming unit 504 and is ejected.
  • the first surface 505 of the mist forming unit 504 is located near the inlet 202p of the heat transfer tube 202.
  • the distance from the first surface 505 to the inlet 202p is shorter than the distance from the second surface 506 to the inlet 202p, for example.
  • An angle formed by the first surface 505 and the central axis O is defined as an angle ⁇ (degrees).
  • the second surface 506 of the mist forming portion 504 is inclined at an angle ⁇ with respect to a surface parallel to the vertical direction.
  • the second surface 506 is located near the outlet 202q of the heat transfer tube 202.
  • An angle formed by the second surface 506 and the central axis O is defined as an angle ⁇ (degrees).
  • the angle ⁇ can be adjusted, for example, so that the surface passing through the lower limit of the refrigerant mist flow passes through the outlet 202q of the heat transfer tube 202.
  • FIG. 6C is a diagram illustrating an example of the mist forming unit 504 when the angle ⁇ is 0 degree.
  • the first surface 505 is parallel to the horizontal direction.
  • the mist forming unit 504 satisfies the relationship of angle ⁇ ⁇ angle ⁇ .
  • an appropriate amount of the liquid phase refrigerant can be sprayed according to the temperature difference between the water and the liquid phase refrigerant in the local area of the heat transfer tube 202.
  • FIG. 12 shows the spray state of the refrigerant mist when the central axis O1 of the spray nozzle 601 is located at the midpoint between the inlet 602p and the outlet 602q of the heat transfer tube 602.
  • the hatched portion of the heat transfer tube 602 represents a region (s1) in which the liquid-phase refrigerant sprayed at the same time can reach within a predetermined time.
  • the region other than the shaded portion of the heat transfer tube 602 is a region (s2) where the liquid-phase refrigerant sprayed at the same time does not reach within a predetermined time.
  • the liquid-phase refrigerant is sprayed radially in the vertical direction of the central axis O1 of the spray nozzle 601.
  • An angle formed by a straight line passing through the outlet 602q of the heat transfer tube 602 and the spray nozzle 601 and a plane parallel to the horizontal direction (a plane including the central axis O1) is defined as an angle ⁇ .
  • An angle formed between a specific locus of the refrigerant mist and a plane parallel to the horizontal direction is defined as an angle ⁇ .
  • the horizontal width (L) of the region s1 in which the refrigerant mist can reach within a predetermined time is shortened.
  • the width L is a horizontal distance from the side surface of the heat transfer tube 602 to the outer edge of the region s1.
  • the temperature difference between the water flowing in the heat transfer tube 602 and the refrigerant is the largest at the inlet 602p of the heat transfer tube 602.
  • the most refrigerant mist is required in the vicinity of the inlet 602p of the heat transfer tube 602.
  • a sufficient amount of refrigerant mist may not be supplied to the upstream portion (portion from the inlet 602p to the intermediate point) of the heat transfer tube 602, and dryout may occur.
  • An excessive amount of refrigerant mist may be supplied in the vicinity of the intermediate point to form a thick liquid film of liquid phase refrigerant.
  • a sufficient amount of the refrigerant mist is supplied to the upstream portion from the inlet 202p to the intermediate point P1, thereby preventing the occurrence of dryout and improving the efficiency. Heat exchange can be achieved. Since the refrigerant mist is not supplied excessively in the vicinity of the intermediate point P1, it is difficult to form a thick liquid film of the liquid phase refrigerant.
  • the refrigerant mist is sprayed while being concentrated in the formation direction of the first surface 505, so that the refrigerant mist is sprayed at a high density in the horizontal direction. .
  • the temperature gradually decreases from the inlet 202p to the outlet 202q of the heat transfer tube 202. That is, the temperature difference between the temperature of the water flowing through the heat transfer tube 202 and the liquid phase refrigerant is greatest at the inlet 202p of the heat transfer tube 202 and decreases as it goes toward the outlet 202q.
  • the smaller the temperature difference between water and the liquid refrigerant the smaller the amount of heat that can be exchanged. That is, the flow rate of the liquid phase refrigerant that can be evaporated is also reduced.
  • the flow rate of the liquid phase refrigerant reaching the heat transfer tube 202 is maximized at the position of the inlet 202p of the heat transfer tube 202 where the temperature difference between water and the liquid phase refrigerant is the largest. As it goes from the inlet 202p to the outlet 202q of the heat transfer tube 202, the temperature difference between water and the liquid phase refrigerant gradually decreases, and the flow rate of the liquid phase refrigerant gradually decreases.
  • the liquid phase refrigerant is sprayed at an appropriate flow rate according to the temperature difference between the water in the heat transfer tube 202 and the liquid phase refrigerant.
  • the liquid-phase refrigerant is sprayed from the spray nozzle 204 toward the heat transfer tube 202 so that the amount of the liquid-phase refrigerant reaching the heat transfer tube 202 per unit time gradually decreases from the inlet 202p toward the outlet 202q. Is done.
  • the liquid-phase refrigerant is sprayed so that the spray density gradually decreases from the inlet 202p of the heat transfer tube 202 toward the outlet 202q. In this way, the distribution of the supply amount of the liquid phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube 202 can be further optimized.
  • the liquid phase refrigerant is sprayed horizontally along the first surface 505 of the spray nozzle 204, the liquid phase refrigerant is directly sprayed in the vicinity of the inlet 202p of the heat transfer tube 202 arranged vertically. That is, the refrigerant mist escaping above the heat transfer tube 202 can be greatly reduced. For this reason, it is less likely that the refrigerant mist collides with the header 203, and the reattachment of surplus refrigerant flowing down from the header 203 to the heat transfer surface of the heat transfer tube 202 due to the collision is suppressed.
  • FIG. 7A shows the positional relationship between the heat transfer tube 202 and the spray nozzle 204.
  • the distance L1 between the spray nozzle 204 and the inlet 202p of the heat transfer tube 202 is shorter than the distance L2 between the spray nozzle 204 and the outlet 202q of the heat transfer tube 202. According to such a configuration, it is easy to optimize the distribution of the supply amount of the liquid phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube 202.
  • the straight line connecting the spray nozzle 204 and the inlet 202p of the heat transfer tube 202 is the central axis O of the spray nozzle 204 and intersects the front edge 202f of the heat transfer tube 202 perpendicularly.
  • FIG. 7B is a view showing the posture of the spray nozzle 204 according to the modification.
  • the liquid phase refrigerant is sprayed radially from the spray nozzle 204.
  • the spray angle of the liquid refrigerant is ⁇ 1.
  • the central axis O of the spray nozzle 204 is inclined ⁇ 1 / 2 (degrees) downward from the horizontal direction.
  • the plane passing through the upper limit of the refrigerant mist flow is substantially parallel to the horizontal direction, so that the refrigerant mist passing through the upper portion of the inlet 202p of the heat transfer tube 202 can be reduced.
  • FIGS. 6A to 6C by appropriately adjusting the angle of the first surface 505 of the mist forming portion 504 of the spray nozzle 204, without changing the posture of the spray nozzle 204, The same effect can be obtained.
  • FIG. 9 shows the expansion of the refrigerant mist in the direction in which the heat transfer tubes 202 are arranged.
  • FIG. 9 shows a state where the heat transfer tube 202 and the refrigerant mist are observed from the vertical direction.
  • the flow of the refrigerant mist is the flow of the liquid phase refrigerant from the spray nozzle 204 toward the heat transfer tube 202.
  • the outer edge of the flow of the refrigerant mist shows a rectangular shape.
  • the locus of the refrigerant mist forms a three-dimensional shape of a square pyramid.
  • the rectangular shape is a shape having a pair of short sides parallel to a direction perpendicular to the flat surface of the heat transfer tube 202. According to such a configuration, it is possible to spray the liquid phase refrigerant in a shape corresponding to the heat transfer tubes 202 arranged in the rectangular region. For this reason, in the plurality of heat transfer tubes 202, it is possible to prevent occurrence of a portion where the refrigerant mist cannot reach and improve the wettability of the refrigerant mist. In particular, it is possible to prevent occurrence of a portion where the refrigerant mist cannot reach the four corner regions of the rectangular region.
  • the nozzle 204 when the nozzle 204 is configured to satisfy the relationship of angle ⁇ ⁇ angle ⁇ , it is easy to form a three-dimensional shape of the refrigerant mist as shown in FIG. 8A.
  • the flow direction of the refrigerant mist is, for example, a direction parallel to the central axis O.
  • the position of the central axis O is offset to the inlet side of the heat transfer tube 202. Thereby, it is possible to form an ideal spray amount distribution from the inlet 202p of the heat transfer tube 202 toward the outlet 202q.
  • the flow of the refrigerant mist shows a rectangular shape having a length H in the horizontal direction and a length V in the vertical direction.
  • the length H in the horizontal direction is smaller than the length V in the vertical direction.
  • the spray angle ⁇ 2 of the refrigerant mist with respect to the heat transfer tube 202 becomes small, the refrigerant mist easily passes between the heat transfer tube 202 and the heat transfer tube 202. Since a sufficient amount of the refrigerant mist is also supplied to a portion located on the side far from the spray nozzle 204, further improvement in heat transfer performance can be expected.
  • the three-dimensional shape of the refrigerant mist flow can be controlled by the shape of the mist forming portion 504 of the spray nozzle 204.
  • the present embodiment it is possible to spray an appropriate amount of the liquid phase refrigerant according to the temperature difference between the water and the liquid phase refrigerant. It is possible not only to prevent the occurrence of dryout on the heat transfer surface of the heat transfer tube 202, but also to suppress the reduction of the heat transfer area due to the retention of the non-evaporated liquid phase refrigerant. As a result, the liquid-phase refrigerant can be efficiently evaporated, and the heat transfer performance can be improved.
  • the spray angle of the refrigerant mist sprayed to the inlet 202p of the heat transfer tube 202 becomes small, the refrigerant mist passing through the upper portion of the inlet 202p of the heat transfer tube 202 without colliding with the heat transfer tube 202 can be reduced. Therefore, it is possible to prevent excess refrigerant from reattaching to the heat transfer tube 202 and forming an excessive liquid film of liquid phase refrigerant on the surface of the heat transfer tube 202. This also contributes to improving the heat transfer performance of the evaporator 101. In particular, in a large-sized system, it is possible to optimize the liquid film by avoiding the reattachment of excess refrigerant, and it is possible to reduce pump power and increase efficiency because there is no wasteful spraying.
  • the shell and tube heat exchanger disclosed in the present specification is particularly useful for an air conditioner such as a commercial air conditioner.
  • the shell and tube heat exchanger may be used not only as an evaporator but also as a condenser.
  • the refrigeration cycle apparatus disclosed in the present specification is not limited to an air conditioner, and may be another apparatus such as an absorption chiller, a chiller, or a heat storage device.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

本開示のシェルアンドチューブ式熱交換器は、シェルと、入口から出口に向かって第１流体が流れる扁平形状の伝熱管と、伝熱管に向かって第２流体を噴霧するノズルと、を備えている。入口及び出口から等距離に位置する伝熱管の表面上の点を中間点とし、ノズルから噴霧され、単位時間あたりに伝熱管における入口から中間点までの範囲に到達する第２流体の量をＱ１とし、ノズルから噴霧され、単位時間あたりに伝熱管における出口から中間点までの範囲に到達する第２流体の量をＱ２としたとき、Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たす。

Description

シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法
　本開示は、シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法に関する。
　図１０は、特許文献１に記載されたシェルアンドチューブ式熱交換器の構成を示している。特許文献１に記載されたシェルアンドチューブ式熱交換器は、シェル１、扁平伝熱管２、ノズル部材３及び冷却媒体流入管４を備えている。扁平伝熱管２は、３列及び４段で配置されている。冷却媒体は、ノズル部材３から扁平伝熱管２に向けて噴出される。扁平伝熱管２の扁平面に冷却媒体が接触して扁平伝熱管２の内部を流通する被冷却媒体と熱交換を行う。
特開２０１３－５３６２０号公報
　扁平形状を有する伝熱管をシェルアンドチューブ式熱交換器に使用すると、シェルの内部における伝熱管の実装密度を高めることができるので、シェルアンドチューブ式熱交換器の単位体積あたりの伝熱面積を増加させるのに有利である。つまり、扁平形状を有する伝熱管を使用することは、シェルアンドチューブ式熱交換器の小型化に有利である。
　ただし、従来のシェルアンドチューブ式熱交換器においては、冷却媒体の噴霧量が十分に適正化されていない。噴霧量が足りない箇所ではドライアウトが発生する。噴霧量が過剰な箇所では冷却媒体が滞留して厚い液膜を形成する。その結果、実質的な伝熱面積が減少して効率よく冷却媒体を蒸発させることができず、高い伝熱性能を発揮させることができない。
　本開示は、シェルアンドチューブ式熱交換器において、伝熱管の表面における冷却媒体の供給量の分布を適正化するための技術を提供する。
　本開示は、
　シェルと、
　前記シェルの内部に位置し、入口から出口に向かって第１流体が流れる扁平形状の伝熱管と、
　前記シェルの内部に位置し、前記伝熱管に向かって第２流体を噴霧するノズルと、を備えた、シェルアンドチューブ式熱交換器における噴霧方法であって、
　前記入口及び前記出口から等距離に位置する前記伝熱管の表面上の点を中間点とし、
　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記入口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ１とし、
　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記出口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ２としたとき、
　前記方法は、Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たすように、前記ノズルから前記伝熱管に向かって前記第２流体を噴霧すること、
　を含む、噴霧方法を提供する。
　本開示によれば、シェルアンドチューブ式熱交換器において、伝熱管の表面における冷却媒体の供給量の分布を適正化することができる。これにより、冷却媒体の厚い液膜が形成されたり、ドライアウトが発生したりすることを回避できる。
図１は、本開示のシェルアンドチューブ式熱交換器を用いた冷凍サイクル装置の構成図である。 図２は、本開示の実施形態１に係る蒸発器の縦断面図である。 図３は、本開示の実施形態１に係る蒸発器の別の縦断面図である。 図４は、伝熱管の断面図である。 図５Ａは、冷媒ミストの噴霧状態を示す図である。 図５Ｂは、伝熱管への冷媒ミストの噴霧状態を示す図である。 図６Ａは、噴霧ノズルの縦断面図である。 図６Ｂは、噴霧ノズルの横断面図である。 図６Ｃは、別の噴霧ノズルの縦断面図である。 図７Ａは、伝熱管と噴霧ノズルとの位置関係を示す図である。 図７Ｂは、変形例に係る噴霧ノズルの姿勢を示す図である。 図８Ａは、冷媒ミストの流れの立体形状を示す図である。 図８Ｂは、冷媒ミストの流れの立体形状を示す別の図である。 図９は、伝熱管の並び方向への冷媒ミストの拡がりを示す図である。 図１０は、扁平伝熱管を用いた従来の熱交換器の構成図である。 図１１Ａは、噴霧ノズルから伝熱管に対して噴霧された冷却媒体の拡散状態を示す図である。 図１１Ｂは、噴霧ノズルから伝熱管に対して噴霧された冷却媒体の拡散状態を示す図である。 図１２は、参照例の構成における噴霧状態を示す図である。
　（本発明の基礎となった知見）
　本発明者らは、鋭意検討を進めた結果、扁平形状の伝熱管を用いて構成されたフィンアンドチューブ式熱交換器において、ドライアウトが顕著に発生すること突き止めた。その理由は、以下の通りである。
　図１１Ａは、噴霧ノズル１１から伝熱管１２に対して噴霧された冷却媒体の拡散状態を示している。伝熱管１２は、円形の断面を有する伝熱管である。噴霧ノズル１１から伝熱管１２に向けて一定の流量で冷却媒体が噴霧される。噴霧された冷却媒体は、ミスト状態で伝熱管１２に到達する。図１１Ａは、噴霧ノズル１１から噴霧されたミスト状態の冷却媒体が時間の経過とともに前進する様子を円弧で示している。図１１Ａに示すように、伝熱管１２において、伝熱管１２の入口までの距離及び出口までの距離が等しい点を中間点Ｍ１と定義する。伝熱管１２の上端が入口であり、伝熱管１２の下端が出口である。伝熱管１２の中間点Ｍ１を含む円弧を円弧ａ１と定義し、伝熱管１２の入口を含む円弧を円弧ｂ１と定義する。噴霧ノズル１１は、伝熱管１２の中間点Ｍ１の高さに配置されている。
　冷却媒体のミストが円弧ａ１の位置まで進んだとき、ミストは伝熱管１２の中間点Ｍ１に接触する。ミストが円弧ｂ１の位置まで進んだとき、ミストは伝熱管１２の入口及び出口（上端と下端）に接触する。円弧ａ１が円弧ｂ１よりも短いので、円弧ｂ１上におけるミストの粒子の密度は、円弧ａ１上におけるミストの粒子の密度よりも低い。フィンアンドチューブ式熱交換器が蒸発器であるとき、伝熱管１２の中を流れる流体とミストとの温度差は、伝熱管１２の入口で最も大きく、伝熱管１２の出口で最も小さい。よって、フィンアンドチューブ式熱交換器が蒸発器であるとき、伝熱管１２の入口の近傍で最もドライアウトが発生しやすい。
　入口近傍でドライアウトが発生しやすいという事実は、円形断面の伝熱管にも扁平形状の伝熱管にも当てはまる。ただし、扁平形状の伝熱管では、入口近傍でのドライアウトがより顕在化する。その理由は以下の通りである。
　図１１Ｂは、図１１Ａと同じく、噴霧ノズル１１から噴霧されたミスト状態の冷却媒体が時間の経過とともに前進する様子を円弧で示している。伝熱管１３は、扁平形状を有する伝熱管である。伝熱管１３は、ミストの進行方向に関して広い幅を持つ。そのため、ミストが円弧ｃ１の位置まで進んだときに円弧ｃ１上に存在するミストの粒子の密度は、ミストが円弧ａ１の位置まで進んだときに円弧ａ１上に存在するミストの粒子の密度よりも低く、ミストが円弧ｂ１の位置まで進んだときに円弧ｂ１上に存在するミストの粒子の密度よりも低い。つまり、伝熱管１３の入口近傍の部分であって、噴霧ノズル１１から遠い側に位置している部分に十分な量の冷却媒体を供給できず、当該部分においてドライアウトがより発生しやすい。扁平形状の伝熱管１３においては、長手方向だけでなく、幅方向にも冷却媒体の供給量の偏りが存在し、このことがドライアウトの発生を助長していると言える。
　本発明者らは、上記知見に基づき、本開示にかかる各態様を想到するに至った。
　本開示の第１態様に係るシェルアンドチューブ式熱交換器における噴霧方法は、
　シェルと、
　前記シェルの内部に位置し、入口から出口に向かって第１流体が流れる扁平形状の伝熱管と、
　前記シェルの内部に位置し、前記伝熱管に向かって第２流体を噴霧するノズルと、を備えた、シェルアンドチューブ式熱交換器における噴霧方法であって、
　前記入口及び前記出口から等距離に位置する前記伝熱管の表面上の点を中間点とし、
　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記入口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ１とし、
　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記出口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ２としたとき、
　前記方法は、Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たすように、前記ノズルから前記伝熱管に向かって前記第２流体を噴霧すること、
　を含む。
　本開示の第１態様によれば、シェルアンドチューブ式熱交換器において、伝熱管の表面における冷却媒体の供給量の分布を適正化することができる。これにより、冷却媒体の厚い液膜が形成されたり、ドライアウトが発生したりすることを回避できる。
　本開示の第２態様において、例えば、第１態様に係る噴霧方法では、前記ノズルは、前記伝熱管に向かって前記シェルの底部に貯留された前記第２流体を噴霧してもよい。第２態様によれば、液相冷媒の回収が容易であるとともに、ノズルに液相冷媒を供給するためのエネルギー消費を抑えることができる。
　本開示の第３態様において、例えば、第１又は第２態様に係る噴霧方法では、単位時間あたりに前記伝熱管に到達する前記第２流体の量が前記入口から前記出口に向かって徐々に減少するように、前記ノズルから前記伝熱管に向かって前記第２流体を噴霧してもよい。第３態様によれば、伝熱管の表面における液相冷媒の供給量の分布を更に適正化することができる。
　本開示の第４態様において、例えば、第１から第３態様のいずれか１つに係る噴霧方法は、さらに、前記伝熱管に前記第１流体を流すことを含んでもよい。
　本開示の第５態様に係るシェルアンドチューブ式熱交換器は、
　シェルと、
　前記シェルの内部に位置し、入口から出口に向かって第１流体が流れる扁平形状の伝熱管と、
　前記シェルの内部に位置し、前記伝熱管に向かって第２流体を噴霧するノズルと、
　を備え、
　前記入口及び前記出口から等距離に位置する前記伝熱管の表面上の点を中間点とし、
　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記入口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ１とし、
　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記出口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ２としたとき、
　Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たす。
　本開示の第５態様によれば、シェルアンドチューブ式熱交換器において、伝熱管の表面における冷却媒体の供給量の分布を適正化することができる。これにより、冷却媒体の厚い液膜が形成されたり、ドライアウトが発生したりすることを回避できる。
　本開示の第６態様において、例えば、第５態様に係るシェルアンドチューブ式熱交換器では、前記ノズルは、前記シェルの底部に貯留された前記第２流体を前記伝熱管に向かって噴霧してもよい。第６態様によれば、液相冷媒の回収が容易であるとともに、ノズルに液相冷媒を供給するためのエネルギー消費を抑えることができる。
　本開示の第７態様において、例えば、第５又は第６態様に係るシェルアンドチューブ式熱交換器では、前記ノズルから噴霧されて単位時間あたりに前記伝熱管に到達する前記第２流体の量が前記入口から前記出口に向かって徐々に減少してもよい。第７態様によれば、伝熱管の表面における液相冷媒の供給量の分布を更に適正化することができる。
　本開示の第８態様において、例えば、第５から第７態様のいずれか１つに係るシェルアンドチューブ式熱交換器では、前記ノズルは、前記第２流体を流入させる導入部と、前記導入部に接続され、前記第２流体の速度を増加させる噴出孔と、前記噴出孔に接続され、前記第２流体をミスト状にするミスト形成部と、を備えていてもよく、前記伝熱管の扁平面に垂直な方向からみたとき、前記噴出孔の中心軸は、鉛直方向において、前記入口と前記中間点との間に位置していてもよく、前記ミスト形成部は、鉛直方向の上側に位置する第１面及び鉛直方向の下側に位置する第２面を含んでいてもよく、前記第１面と前記噴出孔の前記中心軸とのなす角度が角度αであってもよく、前記第２面と前記噴出孔の前記中心軸とのなす角度が角度βであってもよく、前記角度α＜前記角度βの関係を満たしてもよい。第８態様によれば、伝熱管の局所における水と液相冷媒の温度差に応じて適正量の液相冷媒を噴霧することが可能となる。そして、ドライアウト及び／又は未蒸発の冷媒の滞留による伝熱面積の減少を抑制することが可能となる。更に、効率よく液相冷媒を蒸発させることが可能となり、伝熱性能を向上することができる。
　本開示の第９態様において、例えば、第５から第８態様のいずれか１つに係るシェルアンドチューブ式熱交換器では、前記ノズルと前記伝熱管の前記入口との間の距離は、前記ノズルと前記伝熱管の前記出口との間の距離よりも短くてもよい。このような構成によれば、伝熱管の表面における液相冷媒の供給量の分布を適正化しやすい。
　本開示の第１０態様において、例えば、第５から第９態様のいずれか１つに係るシェルアンドチューブ式熱交換器では、前記ノズルから前記伝熱管に向かう前記第２流体の流れを前記第２流体の流れ方向と垂直な方向に切断して観察したとき、前記第２流体の流れの外縁が矩形の形状を示してもよい。このような構成によれば、矩形領域に配列された伝熱管に対応した形状にて液相冷媒を噴霧することが可能である。
　本開示の第１１態様において、例えば、第１０態様に係るシェルアンドチューブ式熱交換器では、前記矩形の形状は、前記伝熱管の扁平面に垂直な方向に平行な１組の短辺を有する形状であってもよい。このような構成によれば、矩形領域に配列された伝熱管に対応した形状にて液相冷媒を噴霧することが可能である。
　本開示の第１２態様に係る冷凍サイクル装置は、
　第５から第１１態様のいずれか１項に記載されたシェルアンドチューブ式熱交換器と、
　圧縮機と、
　を備えている。
　蒸発器において冷媒を効率的に蒸発させる又は凝縮器において冷媒を効率的に凝縮させることによって、冷凍サイクルの効率（ＣＯＰ）が向上しうる。
　以下、本開示の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本開示が限定されるものではない。
　（実施形態）
　図１は、本開示のシェルアンドチューブ式熱交換器を用いた冷凍サイクル装置の構成を示している。冷凍サイクル装置１００は、蒸発器１０１、圧縮機１０２、凝縮器１０３、流量弁１０４及び流路１１０ａ～１１０ｄを備えている。蒸発器１０１の出口は流路１１０ａによって圧縮機１０２の吸入口に接続されている。圧縮機１０２の出口は流路１１０ｂによって凝縮器１０３の入口に接続されている。凝縮器１０３の出口は、流路１１０ｃによって流量弁１０４の入口に接続されている。流量弁１０４の出口は流路１１０ｄによって蒸発器１０１の入口に接続されている。流路１１０ａ及び１１０ｂは蒸気経路であり、流路１１０ｃ及び流路１１０ｄは液経路である。各経路は、例えば、少なくとも１つの金属製の配管で構成されている。
　圧縮機１０２を起動すると、蒸発器１０１において冷媒が加熱されて蒸発する。これにより、気相冷媒（冷媒蒸気）が生成される。生成された気相冷媒は圧縮機１０２に吸入されて圧縮される。圧縮されて高温高圧となった気相冷媒が圧縮機１０２から凝縮器１０３に供給される。供給された高温高圧の気相冷媒は凝縮器１０３で冷却されて凝縮液化し、液相冷媒（冷媒液）が生成される。液相冷媒は、流量弁１０４を経由して凝縮器１０３から蒸発器１０１に液相冷媒として返流される。
　冷凍サイクル装置１００は、例えば、業務用又は家庭用の空気調和装置である。蒸発器１０１で冷却された被冷却媒体が室内に供給され、室内の冷房に使用される。あるいは、凝縮器１０３で加熱された被冷却媒体が室内に供給され、室内の暖房に利用される。被冷却媒体は、例えば、水である。ただし、冷凍サイクル装置１００は空気調和装置に限定されず、チラー、蓄熱装置など他の装置であってもよい。
　本実施形態において、「被冷却媒体」の語句に代えて「水」の語句を使用する。ただし、伝熱管２０２を流れる第１流体としての被冷却媒体は水に限定されず、オイル、ブラインなどの液体であってもよく、空気などの気体であってもよい。
　図２は、蒸発器１０１の縦断面図（図１のＡ－Ａ断面）である。図２に示すように、蒸発器１０１は、シェルアンドチューブ式熱交換器で構成されている。具体的に、蒸発器１０１は、シェル２０１、伝熱管２０２、ヘッダー２０３、噴霧ノズル２０４、循環回路２０５、循環ポンプ２０６、流入管２０７、及び流出管２０８を備えている。伝熱管２０２、ヘッダー２０３、噴霧ノズル２０４、循環回路２０５及び循環ポンプ２０６は、シェル２０１の内部に配置されている。蒸発器１０１において冷媒を効率的に蒸発させることによって冷凍サイクルの効率（ＣＯＰ）が向上しうる。
　流入管２０７及び流出管２０８には、それぞれ、流路１１０ｄ及び流路１１０ａが接続されうる。
　伝熱管２０２は、多穴かつ扁平形状の伝熱管である。伝熱管２０２の入口から出口に向かって水が流れる。扁平面が鉛直方向に平行となるように複数の伝熱管２０２がヘッダー２０３とヘッダー２０３との間に並べられている。伝熱管２０２の材料としては、アルミニウム、アルミニウム合金、ステンレスなどの金属材料が挙げられる。伝熱管２０２に水（第１流体）を循環させる回路１０５は、外気から隔離された密閉回路であってもよい。
　本実施形態では、伝熱管２０２は、鉛直方向に３段で配置されている。噴霧される液相冷媒の量は、各段で等しくてもよく、異なっていてもよい。
　シェル２０１は、その底部に液相冷媒を貯留するように構成されている。循環回路２０５は、シェル２０１の底部と噴霧ノズル２０４のそれぞれとを接続している。循環回路２０５に循環ポンプ２０６が配置されている。循環ポンプ２０６の働きにより、シェル２０１の底部に貯留された液相冷媒が循環回路２０５を通じて噴霧ノズル２０４に供給される。このような構成によれば、液相冷媒の回収が容易であるとともに、噴霧ノズル２０４に液相冷媒を供給するためのエネルギー消費を抑えることができる。
　噴霧ノズル２０４は、横から水平方向に伝熱管２０２に向かって液相冷媒を噴霧するように配置されている。詳細には、噴霧ノズル２０４は、伝熱管２０２の側面に向かい合っており、扁平面に平行な方向から伝熱管２０２に向かって液相冷媒を噴霧する。本実施形態においては、一例として、噴霧ノズル２０４は、鉛直方向において、伝熱管２０２の入口と同じ高さの位置に配置されている。本実施形態において、水は、図面の上から下に向かって伝熱管２０２の中を流れる。液相冷媒は、第１流体の一例である水と熱交換するべき第２流体の一例である。
　本明細書において、「伝熱管２０２の入口」の位置は、噴霧ノズル２０４から噴霧された液相冷媒が直接到達しうる伝熱管２０２の表面の最も上の位置を意味する。「伝熱管２０２の出口」の位置は、噴霧ノズル２０４から噴霧された液相冷媒が直接到達しうる伝熱管２０２の表面の最も下の位置を意味する。例えば、伝熱管２０２の端部がヘッダー２０３の内部に位置している場合、その端部の表面に液相冷媒は直接到達できない。したがって、「伝熱管２０２の入口」の位置は、伝熱管２０２の開口端の位置に必ずしも一致しない。「伝熱管２０２の出口」の位置は、伝熱管２０２の開口端に必ずしも一致しない。
　本実施形態において、シェル２０１は矩形の断面形状を有しているが、円形の断面形状を有してもよい。また、シェル２０１は、耐圧容器であってもよい。
　図３は、図２における蒸発器のＣ－Ｃ断面を示す。
　伝熱管２０２は、鉛直方向にシェル２０１の下部から上部に向かって延びて、シェル２０１の内部に配置されている。鉛直方向における伝熱管２０２の両端部は、ヘッダー２０３と接続されている。伝熱管２０２内に水が流れる。伝熱管２０２に水を流す方法は、ヘッダーを用いない別の方法でもよい。
　単位時間あたりに伝熱管２０２に到達する液相冷媒の量が伝熱管２０２の入口から伝熱管２０２の出口に向かって徐々に減少するように、噴霧ノズル２０４から伝熱管２０２に向かって第２流体が噴霧される。詳細は、後述する。
　ヘッダー２０３の入口は、管板カバー２０９ａに接続されている。ヘッダー２０３の出口は、管板カバー２０９ｂに接続されている。管板カバー２０９ａには水が流入する入口管３０１、管板カバー２０９ｂには伝熱管２０２において熱交換された水が流出する出口管３０２が備えられている。つまり、水は、シェル２０１の下部に位置する入口管３０１から蒸発器１０１に流入する。そして、水は、複数のヘッダー２０３及び伝熱管２０２を経由して、シェル２０１の上部に位置する出口管３０２から蒸発器１０１の外部に流出する。
　また、管板カバー２０９の内部の流路は、仕切り板３０３によって仕切られている。ヘッダー２０３から流出した水が直上のヘッダー２０３に流入するように管板カバー２０９ａ及び２０９ｂの内部が仕切られている。
　図４は、伝熱管２０２の断面の拡大図である。伝熱管２０２は、外壁４０１と隔壁４０２とで構成され、外壁４０１と隔壁４０２で囲われた空間が水の流路４０３となる。外壁４０１と隔壁４０３は薄板であり、例えば０．５～０．８ｍｍ程度の厚みを有する。一方、流路４０３の断面形状は、本実施形態では四角形をしている。流路４０３は、例えば、一辺が０．５ｍｍ～３ｍｍ程度の四角形の断面を有する細管形状を成している。なお、本実施形態では、流路４０３の断面形状は四角形であるが、円形、三角形など形状でもよい。また、流路４０３の内壁面に微細な溝又はフィンを形成して表面積を増大させてもよい。
　圧縮機１０２は、遠心圧縮機などの速度型圧縮機であってもよく、スクロール圧縮機などの容積型圧縮機であってもよい。
　凝縮器１０３の型式は特に限定されない。プレート式熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器などの熱交換器が凝縮器１０３に使用されうる。
　以上のように構成された蒸発器１０１について、以下その動作及び作用を説明する。
　蒸発器１０１において液相冷媒が加熱され蒸発気化する。蒸発気化した低温低圧の気相冷媒は、流路１１０ａを通じて圧縮機１０２に吸入され高温高圧の気相冷媒に圧縮される。圧縮された高温高圧の気相冷媒は流路１１０ｂを通じて凝縮器１０３に流入する。凝縮器１０３に流入した高温高圧の気相冷媒は、凝縮器１０３において冷却され凝縮液化する。凝縮液化した高圧の液相冷媒は流路１１０ｃを通じ、流量弁１０４を介して減圧されながら流路１１０ｄから低圧の液相冷媒として蒸発器１０１に戻される。
　このような冷凍サイクルにおいて、噴霧ノズル２０４から噴霧される冷媒ミストの流動状態について説明する。図５Ａは、冷媒ミストの噴霧状態を示す。
　蒸発器１０１内では、循環ポンプ２０６により圧送される液相冷媒が循環回路２０５を通じて噴霧ノズル２０４から霧化状態の冷媒液として伝熱管２０２に向かって噴霧される。
　図５Ａに示すように、液相冷媒は、噴霧ノズル２０４から水平方向に向かって噴霧され、放射状に拡がりながら伝熱管２０２に到達する。これにより、液相冷媒は、伝熱管２０２の入口から出口にわたって噴霧される。鉛直方向の下方向への冷媒ミストの拡がりの角度は、水平方向に対する角度β（単位：度）で表される。角度βは、冷媒ミストの流れの下限を通る平面と水平方向に平行な平面とのなす角度である。
　図５Ｂは、伝熱管２０２への冷媒ミストの噴霧量を示している。伝熱管２０２の入口２０２ｐ及び伝熱管２０２の出口２０２ｑから等距離に位置する伝熱管２０２の表面上の点を中間点Ｐ１と定義する。噴霧ノズル２０４から噴霧され、単位時間あたりに伝熱管２０２における入口２０２ｐから中間点Ｐ１までの範囲に到達する液相冷媒の量をＱ１と定義する。噴霧ノズル２０４から噴霧され、単位時間あたりに伝熱管２０２における出口２０２ｑから中間点Ｐ１までの範囲に到達する液相冷媒の量をＱ２と定義する。本実施形態では、Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たすように、噴霧ノズル２０４から伝熱管２０２に向かって液相冷媒が噴霧される。
　伝熱管２０２に水を流しつつ、噴霧ノズル２０４から伝熱管２０２に向かって液相冷媒を噴霧すると液相冷媒によって伝熱管２０２の中の水が冷却される。水の温度は、伝熱管２０２の入口２０２ｐの近傍で高く、伝熱管２０２の出口２０２ｑの近傍で低い。Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たすように、噴霧ノズル２０４から伝熱管２０２に向かって液相冷媒が噴霧される場合、入口２０２ｐの近傍でドライアウトが発生しにくく、中間点Ｐ１及び出口２０２ｑの近傍で液相冷媒が過剰となりにくい。つまり、本実施形態によれば、伝熱管２０２の表面における液相冷媒の供給量の分布を適正化することができる。これにより、液相冷媒の厚い液膜が形成されたり、ドライアウトが発生したりすることを回避できる。その結果、蒸発器１０１の熱交換性能が十分に発揮されうる。
　図６Ａは、噴霧ノズル２０４の縦断面を示している。図６Ｂは、噴霧ノズル２０４の横断面を示している。噴霧ノズル２０４は、導入部５０１、噴出孔５０２及びミスト形成部５０４を備えている。導入部５０１は、循環回路２０５を経由して液相冷媒を流入させる部分である。噴出孔５０２は、導入部５０１に接続された部分である。噴出孔５０２の流路断面積は、導入部５０１の流路断面積よりも小さい。したがって、噴出孔５０２において、液相冷媒の速度が増加する。本実施形態では、導入部５０１は、円形の断面を有するとともに、一定の流路断面積を有する。噴出孔５０２も、円形の断面を有するとともに、一定の流路断面積を有する。ミスト形成部５０４は、噴出孔５０２に接続された部分であって、液相冷媒をミスト状にする機能を持つ。噴出孔５０２の出口５０３において、ミスト形成部５０４が噴出孔５０２に接続されている。ミスト形成部５０４は、その内面として、第１面５０５及び第２面５０６を有する。第１面５０５は、鉛直方向の上側に位置している面である。第２面５０６は、鉛直方向の下側に位置している面である。第１面５０５及び第２面５０６は、それぞれ、伝熱管２０２の入口２０２ｐ及び伝熱管２０２の出口２０２ｑに向かって延びている平坦面である。
　ただし、蒸発器１０１に適用可能な噴霧ノズルは、本実施形態のものに限定されない。
　本実施形態では、導入部５０１及び噴出孔５０２の中心を通る噴霧ノズル２０４の中心軸Ｏが水平方向に平行である。「水平方向に平行」は、数学的に完全に平行であることを必ずしも意味しない。製造上の誤差及び組立誤差を考慮に入れると、例えば、中心軸Ｏが水平方向に対して±１度傾いていたとしても、中心軸Ｏが水平方向に平行であるとみなすことができる。ただし、後述するように、中心軸Ｏは水平方向に平行でなくてもよい。
　導入部５０１から流入した液相冷媒は噴出孔５０２を通って噴出する。伝熱管２０２の扁平面に垂直な方向から見たとき、導入部５０１及び噴出孔５０２の中心軸Ｏは、鉛直方向において、入口２０２ｐと中間点Ｐ１（図５Ｂ参照）との間に位置する。噴出孔５０２の出口５０３を中心に放射状に液相冷媒は噴出する。液相冷媒は、ミスト形成部５０４の第１面５０５（図６Ａの上側の面）によって水平方向に方向転換され噴出される。
　ミスト形成部５０４の第１面５０５は、伝熱管２０２の入口２０２ｐの近くに位置する。第１面５０５から入口２０２ｐまでの距離は、例えば、第２面５０６から入口２０２ｐまでの距離よりも短い。第１面５０５と中心軸Ｏとがなす角度を角度α（度）と定義する。
　図６Ａに示すように、ミスト形成部５０４の第２面５０６は、鉛直方向に平行な面に対し、角度θにて傾斜している。
　図６Ａにおいて、第２面５０６は、伝熱管２０２の出口２０２ｑの近くに位置する。第２面５０６と中心軸Ｏとがなす角度を角度β（度）と定義する。
　角度βは、例えば、冷媒ミストの流れの下限を通る面が伝熱管２０２の出口２０２ｑを通るように調整されうる。
　図６Ｃは、角度αが０度のときのミスト形成部５０４の一例を示す図である。第１面５０５は、水平方向に平行である。
　ミスト形成部５０４は、角度α＜角度βの関係を満たす。その結果、伝熱管２０２の局所における水と液相冷媒の温度差に応じて適正量の液相冷媒を噴霧することが可能となる。そして、ドライアウト及び／又は未蒸発の冷媒の滞留による伝熱面積の減少を抑制することが可能となる。更に、効率よく液相冷媒を蒸発させることが可能となり、伝熱性能を向上することができる。
　図１２は、噴霧ノズル６０１の中心軸Ｏ１が伝熱管６０２の入口６０２ｐと出口６０２ｑとの中間点に位置しているときの冷媒ミストの噴霧状態を示している。伝熱管６０２の斜線部は、同一時刻に噴霧された液相冷媒が所定時間内に到達しうる領域（ｓ１）を表している。伝熱管６０２の斜線部以外の領域は、同一時刻に噴霧された液相冷媒が所定時間内に到達していない領域（ｓ２）である。
　図１２に示す例において、液相冷媒は、噴霧ノズル６０１の中心軸Ｏ１の上下方向に放射状に噴霧される。伝熱管６０２の出口６０２ｑと噴霧ノズル６０１とを通る直線と水平方向に平行な平面（中心軸Ｏ１を含む平面）とのなす角度を角度δと定義する。冷媒ミストの特定の軌跡と水平方向に平行な平面とのなす角度を角度γと定義する。角度γが大きくなるに伴い、所定時間内に冷媒ミストが到達しうる領域ｓ１の水平方向の幅（Ｌ）は短くなる。幅Ｌは、伝熱管６０２の側面から領域ｓ１の外縁までの水平方向の距離である。噴霧ノズル６０１の中心軸Ｏ１を基準（＝０度）とした場合、０≦γ≦δの間で角度γが角度δに近づくほど、同一時刻に噴霧された液相冷媒で濡らすことのできる伝熱管６０２の水平方向の面積は小さくなる。言い換えると、０≦γ≦δの間で角度γが角度δに近づくほど、水平方向の単位面積あたりの噴霧量は減少する。
　伝熱管６０２の中を流れる水と冷媒との温度差は、伝熱管６０２の入口６０２ｐで最も大きい。効率的な熱交換を達成するためには、伝熱管６０２の入口６０２ｐの近傍で最も多くの冷媒ミストが必要とされる。しかし、図１２の構成によれば、伝熱管６０２の上流部分（入口６０２ｐから中間点までの部分）に十分な量の冷媒ミストを供給できないことがあり、ドライアウトが発生することがある。中間点の近傍に過剰な量の冷媒ミストが供給されて液相冷媒の厚い液膜が形成されることがある。
　図５Ｂを参照して説明したように、本実施形態によれば、入口２０２ｐから中間点Ｐ１までの上流部分に十分な量の冷媒ミストが供給されるので、ドライアウトの発生を防止して効率的な熱交換を達成できる。中間点Ｐ１の近傍に冷媒ミストが過剰に供給されないので、液相冷媒の厚い液膜が形成されにくい。
　特に、図６Ｃを参照して説明した噴霧ノズル２０４ｃによれば、冷媒ミストが第１面５０５の形成方向に向かって集約されながら噴霧されるため、水平方向に高密度で冷媒ミストが噴霧される。
　伝熱管２０２を流れる水は、一定温度で噴霧される低温の液相冷媒と熱交換されるため、伝熱管２０２の入口２０２ｐから出口２０２ｑにかけてその温度は徐々に低下する。すなわち、伝熱管２０２を流れる水の温度と液相冷媒との温度差は伝熱管２０２の入口２０２ｐで最も大きく、出口２０２ｑに向かうに伴い小さくなる。
　同一伝熱面積においては、水と液相冷媒との温度差が小さいほど熱交換できる熱量は小さくなる。すなわち、蒸発することができる液相冷媒の流量も少なくなる。
　本実施形態によれば、伝熱管２０２に到達する液相冷媒の流量は、水と液相冷媒との温度差が最も大きい伝熱管２０２の入口２０２ｐの位置で最大となる。伝熱管２０２の入口２０２ｐから出口２０２ｑに向かうにつれて、水と液相冷媒との温度差が徐々に小さくなり、液相冷媒の流量も徐々に少なくなる。本実施形態によれば、伝熱管２０２の中の水と液相冷媒との温度差に応じて適切な流量で液相冷媒が噴霧される。詳細には、単位時間あたりに伝熱管２０２に到達する液相冷媒の量が入口２０２ｐから出口２０２ｑに向かって徐々に減少するように、噴霧ノズル２０４から伝熱管２０２に向かって液相冷媒が噴霧される。言い換えれば、伝熱管２０２の入口２０２ｐから出口２０２ｑに向かって噴霧密度が徐々に小さくなるように液相冷媒が噴霧される。このようにすれば、伝熱管２０２の表面における液相冷媒の供給量の分布を更に適正化することができる。
　また、噴霧ノズル２０４の第１面５０５に沿って、液相冷媒が水平に噴霧されるため、垂直に配置された伝熱管２０２の入口２０２ｐの近傍に液相冷媒が直接噴霧される。つまり、伝熱管２０２の上方に逃げる冷媒ミストを大幅に減らせる。このため、ヘッダー２０３に冷媒ミストが衝突することが少なくなり、衝突にともないヘッダー２０３から流下する余剰冷媒の伝熱管２０２の伝熱面への再付着が抑制される。
　図７Ａは、伝熱管２０２と噴霧ノズル２０４との位置関係を示している。本実施形態において、噴霧ノズル２０４と伝熱管２０２の入口２０２ｐとの間の距離Ｌ１は、噴霧ノズル２０４と伝熱管２０２の出口２０２ｑとの間の距離Ｌ２よりも短い。このような構成によれば、伝熱管２０２の表面における液相冷媒の供給量の分布を適正化しやすい。
　本実施形態において、噴霧ノズル２０４と伝熱管２０２の入口２０２ｐとを結ぶ直線は、噴霧ノズル２０４の中心軸Ｏであり、伝熱管２０２の前縁２０２ｆと垂直に交差している。
　図７Ｂは、変形例に係る噴霧ノズル２０４の姿勢を示す図である。噴霧ノズル２０４から放射状に液相冷媒が噴霧される。液相冷媒の噴霧角度がβ１である。噴霧ノズル２０４の中心軸Ｏは、水平方向から下向きにβ１／２（度）傾斜している。このような配置によれば、冷媒ミストの流れの上限を通る平面が水平方向に概ね平行となるので、伝熱管２０２の入口２０２ｐの上部を通過する冷媒ミストを減らすことができる。もちろん、図６Ａから図６Ｃを参照して説明したように、噴霧ノズル２０４のミスト形成部５０４の第１面５０５の角度を適切に調節することによって、噴霧ノズル２０４の姿勢を変更することなく、同じ効果を得ることができる。
　図８Ａ及び図８Ｂは、冷媒ミストの流れの立体形状を示している。図９は、伝熱管２０２の並び方向への冷媒ミストの拡がりを示している。図９は、鉛直方向から伝熱管２０２及び冷媒ミストを観察した様子を示している。冷媒ミストの流れは、噴霧ノズル２０４から伝熱管２０２に向かう液相冷媒の流れである。冷媒ミストの流れを冷媒ミストの流れ方向と垂直な方向に切断して観察したとき、冷媒ミストの流れの外縁が矩形の形状を示す。冷媒ミストの軌跡は、四角錘の立体形状を形成する。矩形の形状は、伝熱管２０２の扁平面に垂直な方向に平行な１組の短辺を有する形状である。このような構成によれば、矩形領域に配列された伝熱管２０２に対応した形状にて液相冷媒を噴霧することが可能である。そのため、複数の伝熱管２０２において、冷媒ミストが到達できない部分が発生することを防止できるとともに、冷媒ミストの濡れ性を向上することができる。特に、矩形領域の四隅の領域に冷媒ミストが到達できない部分が発生することを防止できる。
　図５Ａを参照して説明したように、角度α＜角度βの関係を満たすようにノズル２０４が構成されている場合、図８Ａに示すような冷媒ミストの立体形状を形成しやすい。冷媒ミストの流れ方向は、例えば、中心軸Ｏに平行な方向である。冷媒ミストの流れを中心軸Ｏに垂直な平面によって切断して観察したとき、中心軸Ｏの位置は、伝熱管２０２の入口側にオフセットしている。これにより、伝熱管２０２の入口２０２ｐから出口２０２ｑに向かって理想的な噴霧量の分布を形成することが可能になる。
　図８Ｂに示すように、冷媒ミストの流れは、横方向の長さＨかつ縦方向の長さＶの矩形の形状を示す。横方向の長さＨは、縦方向の長さＶよりも小さい。この場合、図９に示すように、伝熱管２０２に対する冷媒ミストの噴霧角度β２が小さくなるので、伝熱管２０２と伝熱管２０２との間を冷媒ミストが通過しやすい。噴霧ノズル２０４から遠い側に位置している部分にも十分な量の冷媒ミストが供給されるので、伝熱性能の更なる向上を期待できる。
　図６Ａから図６Ｃを参照して説明したように、冷媒ミストの流れの立体形状は、噴霧ノズル２０４のミスト形成部５０４の形状によって制御可能である。
　本実施形態によれば、水と液相冷媒の温度差に応じて適正量の液相冷媒を噴霧することが可能となる。伝熱管２０２の伝熱面上におけるドライアウトの発生を防止できるだけでなく、未蒸発の液相冷媒の滞留による伝熱面積の減少を抑制することが可能となる。その結果、効率よく液相冷媒を蒸発させることが可能となり、伝熱性能を向上することができる。
　更に、伝熱管２０２の入口２０２ｐへ噴霧される冷媒ミストの噴霧角度が小さくなるため、伝熱管２０２に衝突せずに伝熱管２０２の入口２０２ｐの上部を通過する冷媒ミストを減らすことができる。そのため、余剰冷媒が伝熱管２０２に再付着して伝熱管２０２の表面に液相冷媒の過剰な液膜が形成されることも防止できる。このことも、蒸発器１０１の伝熱性能を向上に寄与する。特に、大型のシステムにおいては、余剰冷媒の再付着を回避して液膜の適正化が可能となるとともに、無駄な噴霧がなくなるため、ポンプ動力を低減でき、高効率化が可能となる。
　本明細書に開示されたシェルアンドチューブ式熱交換器は、業務用エアコンなどの空気調和装置に特に有用である。シェルアンドチューブ式熱交換器は、蒸発器のみならず、凝縮器として使用されてもよい。本明細書に開示された冷凍サイクル装置は、空気調和装置に限定されず、吸収式冷凍機、チラー、蓄熱装置などの他の装置であってもよい。
１００　冷凍サイクル装置
１０１　蒸発器
１０２　圧縮機
１０３　凝縮器
２０１　シェル
２０２　伝熱管
２０２ｐ　入口
２０２ｑ　出口
２０４，２０４ｃ　噴霧ノズル
２０７　流入管
２０８　流出管
５０１　導入部
５０２　噴出孔
５０４　ミスト形成部
５０５　第１面
５０６　第２面
Ｏ　中心軸

Claims (12)

  1. 　シェルと、
    　前記シェルの内部に位置し、入口から出口に向かって第１流体が流れる扁平形状の伝熱管と、
    　前記シェルの内部に位置し、前記伝熱管に向かって第２流体を噴霧するノズルと、を備えた、シェルアンドチューブ式熱交換器における噴霧方法であって、
    　前記入口及び前記出口から等距離に位置する前記伝熱管の表面上の点を中間点とし、
    　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記入口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ１とし、
    　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記出口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ２としたとき、
    　前記方法は、Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たすように、前記ノズルから前記伝熱管に向かって前記第２流体を噴霧すること、
    　を含む、噴霧方法。
  2. 　前記ノズルは、前記伝熱管に向かって前記シェルの底部に貯留された前記第２流体を噴霧する、
    　請求項１に記載の噴霧方法。
  3. 　単位時間あたりに前記伝熱管に到達する前記第２流体の量が前記入口から前記出口に向かって徐々に減少するように、前記ノズルから前記伝熱管に向かって前記第２流体を噴霧する、
    　請求項１又は２に記載の噴霧方法。
  4. 　さらに、前記伝熱管に前記第１流体を流すことを含む、
    　請求項１から３のいずれか１項に記載の噴霧方法。
  5. 　シェルと、
    　前記シェルの内部に位置し、入口から出口に向かって第１流体が流れる扁平形状の伝熱管と、
    　前記シェルの内部に位置し、前記伝熱管に向かって第２流体を噴霧するノズルと、
    　を備え、
    　前記入口及び前記出口から等距離に位置する前記伝熱管の表面上の点を中間点とし、
    　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記入口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ１とし、
    　前記ノズルから噴霧され、単位時間あたりに前記伝熱管における前記出口から前記中間点までの範囲に到達する前記第２流体の量をＱ２としたとき、
    　Ｑ１＞Ｑ２の関係を満たす、
    　シェルアンドチューブ式熱交換器。
  6. 　前記ノズルは、前記シェルの底部に貯留された前記第２流体を前記伝熱管に向かって噴霧する、
    　請求項５に記載のシェルアンドチューブ式熱交換器。
  7. 　前記ノズルから噴霧されて単位時間あたりに前記伝熱管に到達する前記第２流体の量が前記入口から前記出口に向かって徐々に減少する、
    　請求項５又は６のいずれかに記載のシェルアンドチューブ式熱交換器。
  8. 　前記ノズルは、前記第２流体を流入させる導入部と、前記導入部に接続され、前記第２流体の速度を増加させる噴出孔と、前記噴出孔に接続され、前記第２流体をミスト状にするミスト形成部と、を備え、
    　前記伝熱管の扁平面に垂直な方向からみたとき、前記噴出孔の中心軸は、鉛直方向において、前記入口と前記中間点との間に位置し、
    　前記ミスト形成部は、鉛直方向の上側に位置する第１面及び鉛直方向の下側に位置する第２面を含み、
    　前記第１面と前記噴出孔の前記中心軸とのなす角度が角度αであり、
    　前記第２面と前記噴出孔の前記中心軸とのなす角度が角度βであるとき、
    　前記角度α＜前記角度βの関係を満たす、
    　請求項５から７のいずれか１項に記載のシェルアンドチューブ式熱交換器。
  9. 　前記ノズルと前記伝熱管の前記入口との間の距離は、前記ノズルと前記伝熱管の前記出口との間の距離よりも短い、請求項５から８のいずれか１項に記載のシェルアンドチューブ式熱交換器。
  10. 　前記ノズルから前記伝熱管に向かう前記第２流体の流れを前記第２流体の流れ方向と垂直な方向に切断して観察したとき、前記第２流体の流れの外縁が矩形の形状を示す、
    　請求項５から９のいずれか１項に記載のシェルアンドチューブ式熱交換器。
  11. 　前記矩形の形状は、前記伝熱管の扁平面に垂直な方向に平行な１組の短辺を有する形状である、
    　請求項１０に記載のシェルアンドチューブ式熱交換器。
  12. 　請求項５から１１のいずれか１項に記載されたシェルアンドチューブ式熱交換器と、
    　圧縮機と、
    　を備えた、
    　冷凍サイクル装置。
PCT/JP2019/014465 2018-04-12 2019-04-01 シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法 WO2019198554A1 (ja)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2018076876 2018-04-12
JP2018-076876 2018-04-12
JP2019041933A JP2019184228A (ja) 2018-04-12 2019-03-07 シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法
JP2019-041933 2019-03-07

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019198554A1 true WO2019198554A1 (ja) 2019-10-17

Family

ID=68163689

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2019/014465 WO2019198554A1 (ja) 2018-04-12 2019-04-01 シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法

Country Status (1)

Country Link
WO (1) WO2019198554A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113847827A (zh) * 2021-10-22 2021-12-28 广东美的暖通设备有限公司 一种罐式换热器及热泵***

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58501615A (ja) * 1981-10-02 1983-09-29 アクチボラゲツト・エレクトロラツクス スプレ−ノズル
JPS62162868A (ja) * 1986-01-14 1987-07-18 株式会社東芝 蒸発器
JPH0783539A (ja) * 1993-09-17 1995-03-28 Hitachi Ltd タ−ボ冷凍機
JPH10160282A (ja) * 1996-11-19 1998-06-19 Carrier Corp 蒸気圧縮冷却システム
JP2000018770A (ja) * 1998-06-24 2000-01-18 Daikin Ind Ltd 補助冷却装置およびそれを備えた空気調和機
JP2000041419A (ja) * 1998-08-03 2000-02-15 Yanmar Agricult Equip Co Ltd 播種装置
JP2013053620A (ja) * 2011-08-10 2013-03-21 Usui Kokusai Sangyo Kaisha Ltd 多管式熱交換器
JP2013180320A (ja) * 2012-03-01 2013-09-12 Kyoritsu Gokin Co Ltd 斜方ノズル

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58501615A (ja) * 1981-10-02 1983-09-29 アクチボラゲツト・エレクトロラツクス スプレ−ノズル
JPS62162868A (ja) * 1986-01-14 1987-07-18 株式会社東芝 蒸発器
JPH0783539A (ja) * 1993-09-17 1995-03-28 Hitachi Ltd タ−ボ冷凍機
JPH10160282A (ja) * 1996-11-19 1998-06-19 Carrier Corp 蒸気圧縮冷却システム
JP2000018770A (ja) * 1998-06-24 2000-01-18 Daikin Ind Ltd 補助冷却装置およびそれを備えた空気調和機
JP2000041419A (ja) * 1998-08-03 2000-02-15 Yanmar Agricult Equip Co Ltd 播種装置
JP2013053620A (ja) * 2011-08-10 2013-03-21 Usui Kokusai Sangyo Kaisha Ltd 多管式熱交換器
JP2013180320A (ja) * 2012-03-01 2013-09-12 Kyoritsu Gokin Co Ltd 斜方ノズル

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113847827A (zh) * 2021-10-22 2021-12-28 广东美的暖通设备有限公司 一种罐式换热器及热泵***
CN113847827B (zh) * 2021-10-22 2023-12-19 广东美的暖通设备有限公司 一种罐式换热器及热泵***

Similar Documents

Publication Publication Date Title
TWI279508B (en) Falling film evaporator
US8650905B2 (en) Falling film evaporator
US20140096555A1 (en) Plate evaporative condenser and cooler
US8910493B2 (en) Oil free falling film heat exchanger
US10209013B2 (en) Vapor compression system
US20200200478A1 (en) Heat exchanger
WO2019198554A1 (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法
JP2019078421A (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器
JP2019184228A (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器及びそれにおける噴霧方法
JP2006200852A (ja) 吸収式冷凍機における吸収器
JP2004077039A (ja) 蒸発式凝縮器
JP2019135418A (ja) シェルアンドチューブ熱交換器
TWI586926B (zh) 蒸氣壓縮系統
KR102618138B1 (ko) 증발식 열교환기
CN216048500U (zh) 一种过冷型高效蒸发式冷凝器
CN113587498B (zh) 一种过冷型高效蒸发式冷凝器
KR102036292B1 (ko) 냉동장치의 증발식 응축기
JP2019132460A (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器
JP7445438B2 (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器及び冷凍サイクル装置
JP2016023925A (ja) 蒸発空調システム
CN113701256A (zh) 蒸发冷却装置、室外机和空调***
JP7411423B2 (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器及び冷凍サイクル装置
CN106288497A (zh) 吸收式制冷单元内部换热组件、吸收式制冷单元及矩阵
JP2021167681A (ja) シェルアンドチューブ式熱交換器及び冷凍サイクル装置
CN216048499U (zh) 一种双冷复合高效蒸发式冷凝器

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 19785505

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 19785505

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1