(57)【要約】  【課題】  熱交換機自体を必要以上に大型化させずに、簡便な構造で熱交換能力を向上させた、冷凍能力が１００冷凍トン以上の比較的大容量のヒートポンプまたはチラーに使用可能なフィンチューブ型熱交換器を提供することである。  【解決手段】  所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィンと、このフィンと直交するように、５本または６本の伝熱管を直列に順勾配に接続して少なくとも３０段以上の多段に配列してコア４を形成し、このコア４を２基ずつＶ字状に配置した熱交換ユニット１ａを複数設けてフィンチューブ型熱交換器１を形成したのである。1段あたりの伝熱管の本数を従来の４本よりも増加させても、伝熱管を３０段以上の多段に設けることにより管内冷媒流速が大きくなり過ぎず、圧損の増加を適度に抑制でき、コア面積が増加するため熱交換能力が向上して冷媒凝縮温度が低下し、冷凍機のＣＯＰが向上する。【選択図】  図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィンと、このフィンと直交するように直列に接続された複数本の伝熱管を多段に配列してコアが形成され、各段の伝熱管毎に冷媒の供給および排出を行なうようにしたフィンチューブ型熱交換器であって、前記直列に接続された伝熱管の本数が５本または６本であり、この直列に接続した５本または６本の伝熱管を１段として、前記コアに少なくとも３０段以上の伝熱管を配列し、このコアを２基ずつＶ字状に配置した熱交換ユニットを複数設けたことを特徴とするフィンチューブ型熱交換器。
【請求項２】
所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィンと、このフィンと直交するように直列に接続された複数本の伝熱管を多段に配列してコアが形成され、各段の伝熱管毎に冷媒の供給および排出を行なうようにしたフィンチューブ型熱交換器であって、前記直列に接続された複数本の各伝熱管の外径が７．５ｍｍ〜９ｍｍの範囲にあり、この直列に接続した伝熱管を１段として、前記コアに少なくとも３０段以上の伝熱管を配列し、このコアを２基ずつＶ字状に配置した熱交換ユニットを複数設けたことを特徴とするフィンチューブ型熱交換器。
【請求項３】
前記各段の伝熱管がＵ字管で直列に接続され、冷媒の供給側から排出側にかけて、伝熱管の配列高さが単調に減少する順勾配または単調に増加する逆勾配に配置されていることを特徴とする請求項１または２に記載のフィンチューブ型熱交換器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、産業用や業務用空調システムのヒートポンプ（冷暖房用）またはチラー（冷房専用）に使用される空気式のフィンチューブ型熱交換器に関する。
【背景技術】
【０００２】
空調システム等に使用される空気式熱交換器として、フィンチューブ型熱交換器が多く用いられている。フィンチューブ型熱交換器は、一例を図６に示すように、板状のフィン１１を一定間隔で平行に複数設け、このフィン１１と直交するように、また、隣り合う伝熱管がその投影面１４と直径の１／２だけ重なるように複数列、および多段に配列された伝熱管１２からなり、この伝熱管１２の内部を流通する冷媒と、フィン１１間を矢印１３の方向に流れる空気との間で熱交換が行なわれる（例えば、特許文献１参照）。フィン１１に直交するように設けた伝熱管１２の間には、空気流の改善のため、スリット形またはルーバー形などの切り起こし部１５が設けられている。また、冷凍能力が１００冷凍トン以上の比較的大容量のヒートポンプまたはチラーに用いられるフィンチューブ型熱交換器として、図７（ａ）、（ｂ）に示すように、例えば、外径が９．５ｍｍ程度の伝熱管１２をＵ字管１６で直列に４本接続し、この４本の伝熱管１２をフィン１１に多段に配列した４パス方式のフィンチューブ型熱交換器が知られている。この熱交換器を凝縮器として用いる場合、冷媒は、冷媒供給側（冷媒供給用）ヘッダー１７から、各段ごとに伝熱管１２に供給され、各段ごとに伝熱管１２に接続された支管（排出管）１８から、凝縮した液冷媒がディストリビュータ１９側に排出され、循環使用される。
【０００３】
前記フィンチューブ型熱交換器のフィン１１と伝熱管１２間の熱交換能力、即ち総括熱伝達率を支配する因子は、伝熱管１２内の冷媒側境膜熱伝達率、冷媒の凝縮熱または蒸発熱、伝熱管１２外の空気側境膜熱伝達率、およびフィンの熱伝導率である。熱交換能力を高めるために、例えば、特許文献２では、図８に示すように、死流域Ｐの影響を避けるため、伝熱管１２の縦方向の距離Ｙおよび横方向の距離Ｘを伝熱管の直径Ｄとそれぞれ関連させて、この伝熱管１２を所定距離をおいて縦方向および横方向に、空気流の進行方向１３に行き交うように配列し、熱交換能力を高めるようにした空気調和機の熱交換器が開示されている。また、特許文献３では、図９に示すように、疎密をなすようにフィン１１を設け、粗領域Ｓでの空気の流動抵抗を小さくして空気流量を増大させ、密領域Ｍでの空気と冷媒との熱交換効率を高めることにより、空気抵抗を増大させずに熱交換効率を向上させることが可能な熱交換器が開示されている。
【特許文献１】特開昭６３−３８８９２号公報
【特許文献２】特開平１０−３３２２９０号公報
【特許文献３】特開２０００−２３０７９６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかし、冷凍能力が１００冷凍トン以上の比較的大容量のヒートポンプまたはチラーに使用されるフィンチューブ型熱交換器では、従来、冷媒圧縮機の動力を低減するために、伝熱管内の冷媒圧損が必要以上に大きくならないように、伝熱管内の冷媒流速を小さい目に設定しているため、冷媒側の境膜熱伝達率が小さいという問題があった。また、フィン間の通風抵抗が大きく、ファン動力を低減するために空気の通風量を少ない目に設定していることから、空気側の境膜熱伝達率が小さいという問題があった。特許文献２および３に開示された、縦方向および横方向に所定距離をおいて伝熱管を配列することにより、またはフィンの配列に疎密を設けることにより、熱交換能力を高める方法では、比較的大容量の冷凍機に使用される多段の熱交換器に適用しようとする場合には、装置設計が煩雑となり、熱交換器自体が必要以上に大型化するおそれがある。
【０００５】
そこで、この発明の課題は、熱交換器自体を必要以上に大型化させずに、簡便な構造で熱交換能力を向上させた、冷凍能力が１００冷凍トン以上の比較的大容量のヒートポンプまたはチラーに使用可能なフィンチューブ型熱交換器を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
前記の課題を解決するために、この発明では以下の構成を採用したのである。
【０００７】
即ち、請求項１に係るフィンチューブ型熱交換器は、所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィンと、このフィンと直交するように直列に接続された複数本の伝熱管を多段に配列してコアが形成され、各段の伝熱管毎に冷媒の供給および排出を行なうようにしたフィンチューブ型熱交換器であって、前記直列に接続された伝熱管の本数が５本または６本であり、この直列に接続した５本または６本の伝熱管を１段として、前記コアに少なくとも３０段以上の伝熱管を配列し、このコアを２基ずつＶ字状に配置した熱交換ユニットを複数設けたことを特徴とする。
【０００８】
このようにすれば、1段あたりの伝熱管の本数を、従来の４本から増加させても、伝熱管を上記のように３０段以上の多段に設けることにより、１段あたりの伝熱管内の冷媒流速が大きくなり過ぎず、圧損の増加を適度に抑制でき、しかもコア面積が増加するため、熱交換能力が向上する。前記フィンチューブ型熱交換器を凝縮器として使用する場合には、冷媒の凝縮温度を下げることができ、それにより、冷媒圧力も低下させることができ、冷媒圧力に圧損を加えた全冷媒圧力が低下するため、圧縮機の動力が低減し、ヒートポンプまたはチラーのＣＯＰ（エネルギー消費効率）が向上する。蒸発器として使用する場合には、冷媒の蒸発温度を上げることができ、それにより冷媒圧力を上昇させることができるため、蒸発した冷媒を高圧に圧縮するための圧縮機の動力が低減し、同様にＣＯＰが向上する。そして、このコアを上記のようにＶ字状に複数基設けることにより、熱交換器の必要以上の大型化を防止して、１００冷凍トン以上の比較的大容量の冷凍機に使用可能な、所要の熱交換能力を有する熱交換器を実現することができる。なお、１コアあたりの伝熱管の段数の上限は、必要以上にコアが大型化するのを避けるため、６５段程度とするのが望ましい。また、伝熱管を７本以上直列に接続すると、冷媒流速の上昇が大きくなり、１コアあたりの伝熱管の段数をさらに多く設けることが必要となり、コアが大型化するため、コンパクトな熱交換器を実現することが難しくなる。
【０００９】
請求項２に係るフィンチューブ型熱交換器は、所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィンと、このフィンと直交するように直列に接続された複数本の伝熱管を多段に配列してコアが形成され、各段の伝熱管毎に冷媒の供給および排出を行なうようにしたフィンチューブ型熱交換器であって、前記直列に接続された複数本の各伝熱管の外径が７．５ｍｍ〜９ｍｍの範囲にあり、この直列に接続した伝熱管を１段として、前記コアに少なくとも３０段以上の伝熱管を配列し、このコアを２基ずつＶ字状に配置した熱交換ユニットを複数設けたことを特徴とする。
【００１０】
このように伝熱管の外径を、従来の約９．５ｍｍよりも小さくし上記外径範囲に収めることにより、フィン間を通過する空気の通風抵抗が低下して、空気ファン動力の上昇を伴わずに空気流量を増加させることが可能となる。また、伝熱管を上記のように多段に設けることにより、伝熱管内の冷媒流速の上昇に伴う圧損の増加を抑制でき、しかもコア面積が増加するため、上述のように、熱交換能力が向上し、圧縮機の動力が低減し、冷凍機のＣＯＰ（エネルギー消費効率）が向上する。なお、伝熱管の外径が９ｍｍよりも大きくなると、従来に比べて上記細径化の効果が殆んど得られず、また、７．５ｍｍよりも小さくなると、冷媒流速が必要以上に大きくなり過ぎて、圧損が増加するため、圧縮機の動力低減に効果的でなくなる。また、１コアあたりの伝熱管の段数の上限は、必要以上にコアが大型化するのを避けるため、６５段程度とするのが望ましい。
【００１１】
請求項３に係るフィンチューブ型熱交換器は、前記各段の伝熱管がＵ字管で直列に接続され、冷媒の供給側から排出側にかけて、伝熱管の配列高さが単調に減少する順勾配または単調に増加する逆勾配に配置されていることを特徴とする。
【００１２】
前記伝熱管内の液冷媒の質量速度は、通常１００〜４００ｋｇ／ｍ2ｓであり、上述のように、コア面積（伝熱面積）を増加させるほど、即ち伝熱管を多段に設けるほど、液冷媒の質量速度が小さくなる。伝熱管内の液冷媒の動圧は約５〜８０Ｐａであり、コア面積を増加させるほど、液冷媒の動圧も小さくなる。一方、直列に接続した各段の伝熱管の、鉛直方向の配列高さの違いによる液冷媒のヘッドは約２００Ｐａであり、伝熱管内の冷媒の動圧よりも液冷媒ヘッドの方が大きい。このため、前記伝熱管を凝縮器として使用する場合は、伝熱管が冷媒の供給側から排出側にかけて、その配列高さが増加する逆勾配に配置されていると、伝熱管を接続しているＵ字管を液冷媒が持ち上げられる方向に通過することになり、液冷媒が容易に持ち上がらず、伝熱管内に液冷媒が滞留し、その内面が液冷媒で濡れた状態になる。その結果、凝縮熱伝達率が低下する。上記のように伝熱管を順勾配に直列接続すれば、フィン間を流れる空気との熱交換により凝縮した液冷媒が、重力の作用によりそのまま下流側、即ち排出側に向かって流れて伝熱管内に滞留しないため、伝熱管内面が乾いた状態となり、凝縮熱伝達率の低下を防止することができる。
【００１３】
一方、前記熱交換器を蒸発器として使用する場合には、ヒートポンプの冷媒循環回路に設けた切替え弁により、凝縮器として用いる場合とは逆方向に冷媒が流れる。このため、配列高さが単調に減少する前記順勾配の伝熱管の配置は、蒸発器として使用する場合には、冷媒の供給側から排出側にかけて単調に増加する逆勾配の配置となり、液冷媒が伝熱管内を落下せず適度に滞留して蒸発しやすくなり、また蒸発した冷媒蒸気が排出側から流出しやすくなる。
【００１４】
図１は、各段の伝熱管の外径が９．５ｍｍで、順勾配配置の場合（本発明、図２（ａ））と、配列の一部に逆勾配が存在する配置の場合（従来技術、図２（ｂ））に、前記熱交換器を凝縮器として使用したときの凝縮熱伝達率（ｈｃ）を比較して示したものである。図２（ａ）で、高温高圧の冷媒が、冷媒供給側ヘッダー（図示省略）を介して供給管６から、所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィン２に直交するように配列した各段の伝熱管３ａの入側に、それぞれ均等に供給される。同様に図２（ｂ）では、前記冷媒が各段ごとに伝熱管３ｆの入側に供給される。図１から、伝熱管を順勾配に配置した方が、配列の一部に逆勾配が存在する配置よりも高い凝縮熱伝達率（ｈｃ）が得られることがわかる。なお、図２（ａ）、（ｂ）で、伝熱管３ａ〜３ｅ、および３ｆ〜３ｊに沿ってそれぞれ記した矢印は、本発明の熱交換器を凝縮器として使用する場合の冷媒の流れの方向を示す。
【発明の効果】
【００１５】
この発明では、直列に接続する１段あたりの伝熱管の本数を従来よりも増加させ、または／および伝熱管の外径を従来よりも細径にし、いずれの場合もこの伝熱管を、直列に順勾配（凝縮器として使用する場合）に接続し、３０段以上の多段に設けてコアを形成し、伝熱管内の冷媒流速の上昇に伴う圧損の増加および凝縮熱伝達率の低下を抑制するようにしたので、コア面積の増加と相俟って、熱交換能力が上昇し、圧縮機の動力が低下し、ヒートポンプまたはチラーのＣＯＰ（エネルギー消費効率）が向上する。蒸発器として使用する場合には、前記伝熱管の順勾配配置は逆勾配配置となり、同様に前記ＣＯＰが向上する。また、コアを２基ずつＶ字状に配置した熱交換ユニットを複数設けるようにしたので、熱交換器の必要以上の大型化を防止して、１００冷凍トン以上の冷凍能力を有する、産業用や業務用の比較的大容量のヒートポンプまたはチラーに対して使用可能な熱交換能力を実現することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
以下に、この発明の実施形態を添付の図３から図５に基づいて説明する。
【００１７】
図３は、実施形態の空気式のフィンチューブ型熱交換器１の装置構成の要部を示したもので、コア４が２基ずつＶ字状に配置された熱交換ユニット１ａが合計８台組み込まれており、前記Ｖ字状の各熱交換ユニット１ａの上部中央には、空気吸引用のファン５がそれぞれ設けられている。このフィンチューブ型熱交換器１は、圧縮機、蒸発器、凝縮器、受液器および膨張弁を備えたヒートポンプまたはチラーの凝縮器（冷房運転時）または蒸発器（暖房運転時）として用いられる。図４に示すように、所定の間隔で平行に複数設けた板状のフィン２と、このフィン２と直交するように、Ｕ字管（図７（ｂ）参照）によって直列に６本接続した伝熱管３ａ〜３ｆを３２段の多段に配列して前記コア４が形成されている。Ｕ字管で直列に接続された伝熱管３ａ〜３ｆは、冷媒の供給側から排出側にかけて、即ち、矢印で冷媒の流れを示したように、冷媒の入側の伝熱管３ａから出側の伝熱管３ｆにかけて、伝熱管３ａ〜３ｆの配列高さが単調に減少する順勾配（図示右下がりの方向）に配置されている。直列に配列された＃１〜＃３２の各段の伝熱管３ａ〜３ｆには、それぞれ冷媒の供給管６が伝熱管３ａに、排出管７が伝熱管３ｆに接続され、冷房運転の場合、即ち前記熱交換器１を凝縮器として使用する場合、圧縮機から冷媒供給用側ヘッダー（図示省略）を介して、高圧高温の冷媒が供給管６から各段の伝熱管３ａ〜３ｆごとに均等に供給されるようになっている。この冷媒は、＃１〜＃３２の各段の伝熱管３ａ〜３ｆ内をそれぞれ流通していく過程で、図５に模式的に示すように、前記ファン５によって吸引されて前記コア４を通過する空気流（矢印で表示）によって冷却されて凝縮し、この凝縮した液冷媒は各段の排出管７から排出され、受液器に一時貯留される。そして、この液冷媒は膨張弁を介して蒸発器に送られて蒸発し、その蒸発潜熱により冷凍効果が得られる。暖房運転の場合の説明は省略する。
【００１８】
図３に示したように、コア４が２基ずつＶ字状に配置された熱交換ユニットが合計８台組み込まれた、１５０冷凍トンの冷凍能力に対応するフロン系の冷媒を用いた熱交換器で、直列に接続した外径９．５ｍｍの伝熱管本数（パス数）を、４本、５本、６本と変化させた場合について、および直列に接続した外径８ｍｍの伝熱管本数（パス数）を、４本、５本、６本と変化させた場合について、それぞれ、伝熱管内の冷媒側境膜熱伝達率ｈｒ、伝熱管外の空気側境膜熱伝達率ｈａ、冷媒−空気間の総括熱伝達率Ｋおよびフィン間を通過する空気の圧損ΔＰａの各パラメータを求めた結果を、表１および表２、表３および表４に相対比較して示す。全てのパラメータは、伝熱管外径が９．５ｍｍ、パス数が４、空気流量が３３００ｍ3／ｈの場合を１として基準化している。いずれの伝熱管外径および伝熱管本数（パス数）の場合でも、１コアあたりの伝熱管の段数は４パスの場合は５０段、５パスの場合は４０段、６パスの場合は３２段である。表１および表３はフィン間を通過する空気流量が３３００ｍ3／ｈの場合で、表２および表４は同空気流量が４０００ｍ3／ｈの場合である。表中の各熱伝達率は、実験値によって検証した実用精度を有する伝熱モデルを用いて算出した計算値である。
【００１９】
【表１】
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【００２０】
【表２】
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【００２１】
【表３】
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【００２２】
【表４】
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【００２３】
表１および表２から、外径９．５ｍｍの伝熱管について、いずれの空気流量の場合でもパス数を４パスから５パス、６パスと増加させるにつれて、伝熱管内の冷媒側境膜熱伝達率ｈｒが上昇し、それに伴って冷媒−空気間の総括熱伝達率Ｋが上昇することがわかる。このように冷媒側境膜熱伝達率ｈｒが上昇するのは、パス数の増加に伴って伝熱管内の冷媒流速が大きくなることによる。しかし、コア面積を増加させて伝熱管の段数を３０段以上と多く設けているため、冷媒流量が各段に分配されて各段の伝熱管内の冷媒流速も大きくなり過ぎず、従って伝熱管内の冷媒圧損の増加も適度に抑制できるため、効果的に熱交換能力を向上させることができる。この熱交換能力の向上により、後述するように、冷媒凝縮温度を下げることができ、それに伴って冷媒圧力を低下させることが可能となる。この冷媒圧力と冷媒圧損を加えた全冷媒圧力も低下し、圧縮機の動力が低減する。
【００２４】
同様に、表３および表４から、外径８ｍｍの伝熱管について、いずれの空気流量の場合でも、パス数を４パスから５パス、６パスと増加させるにつれて、伝熱管内の冷媒側境膜熱伝達率ｈｒが上昇し、それに伴って冷媒−空気間の総括熱伝達率Ｋが上昇することがわかる。伝熱管外径を８ｍｍと細径化した場合には、同一パス数では、伝熱管外径が９．５ｍｍの場合よりも、総括熱伝達率Ｋは同等で、フィン間を通過する空気の圧損ΔＰａが小さくなるため、空気吸引用のファン動力が同じでも、フィン間の通風流量が増加するため、熱交換能力が向上する結果、上述のように、圧縮機の動力が低減する。
【００２５】
表５は、熱交換器のパス数および伝熱管外径が、冷凍機のＣＯＰの向上に及ぼす影響を示したものである。伝熱管外径が従来の９．５ｍｍの場合、パス数を４パスから５パスに増加させると、冷媒側境膜熱伝達率ｈａおよび総括熱伝達率Ｋが上昇することにより、伝熱管内での凝縮温度が０．３℃下がり、冷媒圧力が０．０１２ＭＰａ低下する。それに伴って、圧縮機の所要動力が低下するため、所定の冷凍能力に対するエネルギー消費効率ＣＯＰが、４パスを基準として１％向上する。伝熱管外径を８ｍｍに細径化した場合、前述のように、フィン間の通風流量が増加することによる効果が加わるため、伝熱管外径が９．５ｍｍの５パスの場合に比べて凝縮温度がさらに下がり、冷媒圧力も低下するため、ＣＯＰが基準のＣＯＰに対して２．７％向上する。そして、細径化した外径８ｍｍの伝熱管で６パスにすれば、凝縮温度および冷媒圧力はさらに低下し、ＣＯＰが基準のＣＯＰに対して３．１％上昇し、さらに向上する。
【００２６】
【表５】
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【００２７】
上述のように１段あたりの伝熱管のパス数を増加させ、または／および従来よりも伝熱管外径を細径化させ、いずれの場合でも１コアあたりに伝熱管を所要段数設けることにより、熱交換能力を向上させて冷媒の凝縮温度および冷媒圧力を低下させ、冷凍機のＣＯＰを向上させることが可能となる。なお、本発明の熱交換器は、冷凍能力が１００冷凍トンから７５０冷凍トン程度の産業用または業務用空調システムに用いられるヒートポンプ（冷暖房用）またはチラー（冷房専用）に好適に使用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】伝熱管の順勾配配置と逆勾配配置の凝縮熱伝達率を比較した説明図である。
【図２】（ａ）伝熱管の順勾配配置の一例を示す説明図である。（ｂ）伝熱管の一部逆勾配が存在する配置を示す説明図である。
【図３】この発明の実施形態の熱交換器の装置構成の要部を示す斜視図である。
【図４】実施形態の熱交換器のコアを示す説明図（断面図）である。
【図５】実施形態の熱交換器の空気の流れを模式的に示す説明図である。
【図６】従来技術のフィンチューブ型熱交換器の一例を示す部分側面図である。
【図７】（ａ）従来技術の熱交換器のコアを示す説明図（側面図）である。（ｂ）（ａ）の熱交換器の伝熱管の接続部を示す説明図である。
【図８】他の従来技術のフィンチューブ型熱交換機の構成を示す概略図である。
【図９】他の従来技術のフィンチューブ型熱交換機の構成を示す模式図である。
【符号の説明】
【００２９】
１・・・熱交換器
１ａ・・・熱交換ユニット
２・・・フィン
３、３ａ〜３ｊ・・・伝熱管
４・・・コア
５・・・ファン
６・・・供給管
７・・・排出管
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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