(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
定間隔に配置された多数の偏平チューブ(1) と、
隣合う偏平チューブ(1) 間に位置し、その偏平チューブ(1) の横断面の長軸方向が幅方向に一致し且つ、その波の振幅方向の両端である頂部および谷部が偏平チューブ(1) の外面に固定された多数のコルゲートフィン(2) と、を具備し、
空気流(5) が前記偏平チューブ(1) の前記長軸方向に流通するコルゲートフィン型熱交換器において、
前記コルゲートフィン(2) に、前記幅方向に互いに一定間隔に離間して斜めに多数のルーバ(3) が切り起こし形成されると共に、中間部にリターンルーバ(4)が配置され、そのリターンルーバ(4) を介して前記空気流(5) の上流に位置する一つのみの風上側ルーバ群(3a)と下流に位置する一つのみの風下側ルーバ群(3b)とは、夫々そのルーバ(3) の切り起こし方向が逆に形成され、
風下側の全てのルーバ群(3b)の各ルーバ(3) の切り起こし角度βが、風上側の全てのルーバ群(3a)のその切り起こし角度αより小さく形成されたコルゲートフィン型熱交換器。
【請求項２】
請求項１において、
風下側ルーバ群(3b)の各ルーバ(3) のルーバ幅(S2)が、風上側ルーバ群(3a)のそのルーバ幅(S1)より大きく形成されたコルゲートフィン型熱交換器。
【請求項３】
請求項１において、
風下側ルーバ群(3b)全体の幅である群幅(L2)が、風上側ルーバ群(3a)のその群幅(L1)よりも大に形成されたコルゲートフィン型熱交換器。
【請求項４】
請求項１において、
風下側ルーバ群(3b)全体の幅である群幅(L2)が、風上側ルーバ群(3a)のその群幅(L1)よりも小に形成されたコルゲートフィン型熱交換器。
【請求項５】
請求項１〜請求項４のいずれかにおいて、
風上側ルーバ群(3a)の各ルーバ(3) の切り起こし角度αが２４度〜３０度で、風下側ルーバ群(3b)の各ルーバ(3) の切り起こし角度βが１１度〜２３度に形成され、コルゲートフィン(2) の空気流通方向のフィン幅Ｂが２４ｍｍ〜６４ｍｍであるコルゲートフィン型熱交換器。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、定間隔で離間した多数の偏平チューブとそれらの間に配置されるコルゲートフィンとを有する熱交換器において、コルゲートフィンの各位置におけるルーバの切り起こし角度と放熱量との関係に基づき、熱交換性能の向上を図ったものに関する。
【０００２】
【従来の技術】
コルゲートフィン型熱交換器のフィンの表面には空気流通方向に僅かづつ離間して多数のルーバが切り起こし形成されている。
図１２は従来のコルゲートフィン型熱交換器のフィンの要部縦断面説明図であり、空気流５が図において左方から右方に流通する。このようなコルゲートフィン２の幅方向中央にはリターンルーバ４が配置され、リターンルーバ４を境としてその前後で、ルーバ３の傾斜方向が逆向きに切り起こし形成されている。即ち、風上側ルーバ群３ａの夫々のルーバ３は左上がりに傾斜するものであり、風下側ルーバ群３ｂの夫々のルーバ３は右上がりに傾斜している。そして風上側ルーバ群３ａ，風下側ルーバ群３ｂの各切り起こし傾斜角度αは同一に形成されていた。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
図１２に示すような従来型のコルゲートフィン型熱交換器は、空気流５が左端から右端に流通すると共に、その流通方向の各位置における空気流５の温度とフィン表面の温度との差は、図１３に示すようになることが本発明者の実験により確認された。即ち、コルゲートフィン２の左端とリターンルーバ４との間に位置する風上側ルーバ群３ａの各ルーバ３により、空気流５とフィン各部との温度差は急激に減少する。それに比べてリターンルーバ４の風下側では、空気流５とフィン各部との温度差の減少割合は比較的小さなものとなり、コルゲートフィン２の右端部においては殆ど温度差がなくなる。
【０００４】
このことは、リターンルーバ４に対して風下側ルーバ群３ｂの放熱量は風上側ルーバ群３ａのそれよりも著しく小さいことが判る。それにも拘わらず、風下側ルーバ群３ｂにおける空気流の圧力損失は風上側ルーバ群３ａのそれと同等である。
本発明者らは上記実験結果の知見に基づき、空気流の圧力損失が小さく且つ全体として放熱性能の高いコルゲートフィン型熱交換器を開発した。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の本発明は、定間隔に配置された多数の偏平チューブ(1) と、隣合う偏平チューブ(1) 間に位置し、その偏平チューブ(1) の横断面の長軸方向が幅方向に一致し且つ、その波の振幅方向の両端である頂部および谷部が偏平チューブ(1) の外面に固定された多数のコルゲートフィン(2) と、を具備し、
空気流(5) が前記偏平チューブ(1) の前記長軸方向に流通するコルゲートフィン型熱交換器において、
前記コルゲートフィン(2) に、前記幅方向に互いに一定間隔に離間して斜めに多数のルーバ(3) が切り起こし形成されると共に、中間部にリターンルーバ(4)が配置され、そのリターンルーバ(4) を介して前記空気流(5) の上流に位置する一つのみの風上側ルーバ群(3a)と下流に位置する一つのみの風下側ルーバ群(3b)とは、夫々そのルーバ(3) の切り起こし方向が逆に形成され、
風下側の全てのルーバ群(3b)の各ルーバ(3) の切り起こし角度βが、風上側の全てのルーバ群(3a)のその切り起こし角度αより小さく形成されたコルゲートフィン型熱交換器である。
【０００６】
請求項２に記載の本発明は、請求項１において、
風下側ルーバ群(3b)の各ルーバ(3) のルーバ幅(S2)が、風上側ルーバ群(3a)のそのルーバ幅(S1)より大きく形成されたコルゲートフィン型熱交換器である。
請求項３に記載の本発明は、請求項１において、
風下側ルーバ群(3b)全体の幅である群幅(L2)が、風上側ルーバ群(3a)のその群幅(L1)よりも大に形成されたコルゲートフィン型熱交換器である。
【０００７】
請求項４に記載の本発明は、請求項１において、
風下側ルーバ群(3b)全体の幅である群幅(L2)が、風上側ルーバ群(3a)のその群幅(L1)よりも小に形成されたコルゲートフィン型熱交換器である。
請求項５に記載の本発明は、請求項１〜請求項４のいずれかにおいて、
風上側ルーバ群(3a)の各ルーバ(3) の切り起こし角度αが２４度〜３０度で、風下側ルーバ群(3b)の各ルーバ(3) の切り起こし角度βが１１度〜２３度に形成され、コルゲートフィン(2) の空気流通方向のフィン幅Ｂが２４ｍｍ〜６４ｍｍであるコルゲートフィン型熱交換器である。
【０００８】
【発明の実施の形態】
次に、図面に基づいて本発明の各実施の形態につき説明する。
図１は本発明のコルゲートフィン型熱交換器のコルゲートフィン２の要部縦断面説明図であって、図５におけるＩ−Ｉ矢視断面略図である。なお、図５は一つのみのコルゲートフィン２を略図的に示しているが、実際には多数の偏平チューブ１およびコルゲートフィン２が定間隔に並列されている。
【０００９】
即ち、このコルゲートフィン型熱交換器は、定間隔に且つ複数列に多数の偏平チューブ１が配置され、各偏平チューブ１間にコルゲートフィン２が位置され、その波の振幅方向の両端である頂部および谷部が偏平チューブ１の外面にろう付け等の手段により固定されてコアを構成し、各偏平チューブ１の両端は図示しない一対のタンクに液密に連通固定されている。そして一方のタンクから多数の偏平チューブ１を介して他方のタンクに被冷却流体が流通し、偏平チューブ１の外面およびコルゲートフィン２にはその幅方向に冷却用の空気流５が流通し、熱交換が行なわれるものである。
【００１０】
図１においては、空気流５が左端から右端方向に流通する。そしてそのコルゲートフィン２の幅方向中央位置にリターンルーバ４が位置され、リターンルーバ４より左側に一群のみの風上側ルーバ群３ａが設けられ、右側に一群のみの風下側ルーバ群３ｂが設けられている。この風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度βは、風上側ルーバ群３ａの各ルーバ３の切り起こし角度αよりも小さく形成され、風下側ルーバ群３ｂの空気流５に対する空気抵抗が低減するようになっている。
この例では、風上側ルーバ群３ａの群幅Ｌ１と風下側ルーバ群３ｂの群幅Ｌ２とは同一である。そしてコルゲートフィン２のフィン幅Ｂは２４mm〜６４ｍｍであり、風上側ルーバ群３ａのルーバ３の切り起こし角度αが２４度〜３０度であり、風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度βは１１度〜２３度である。
【００１１】
次に、図２は本発明の第２の実施の形態を示し、この実施の形態が図１のそれと異なる点は、風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３のルーバ幅Ｓ２が風上側ルーバ群３ａの各ルーバ３のルーバ幅Ｓ１より大きく切り起こし形成されているものであり、他は同一である。なお、図１〜図４（図３，図４は後述する）は夫々実際のコルゲートフィンに比べてルーバの数を少なくすると共に、その他も簡略化しているが、一例として図２のコルゲートフィン型熱交換器は、実際には図６，図７に示すように形成されている。
【００１２】
この熱交換器は、フィン幅Ｂが３６mmの例で、風上側ルーバ群３ａのルーバ３の幅およびルーバピッチが１mmで、そのルーバ３が１５枚存在し、風下側ルーバ群３ｂのルーバ３の幅およびルーバピッチは１．６mmで、そのルーバ３が９枚である。そして、風上側ルーバ群３ａの各ルーバの切り起こし角度αは２６度で、風下側ルーバ群の各ルーバの切り起こし角度βは１４度である。また、フィンの振幅Ａは６．５mm、偏平チューブ１の横断面の長軸の長さは１６mm、短軸の長さが１．４mmである。
【００１３】
そしてフィン幅Ｂが上記のものより長くなると、それに応じてルーバの数が増大する。それと共に、偏平チューブの横断面の長軸の長さが長くなるかまたは、偏平チューブの数が増える。但し、何れの場合にも、風上側ルーバ群の数および風下側ルーバ群の数は夫々一つづつである。
図１，図３，図４の各例も実際には、上記の図６，図７に準じて各ルーバその他が形成されている。
【００１４】
次に、図３は本発明の第３の実施の形態を示し、この実施の形態が図１のそれと異なる点は、リターンルーバ４がコルゲートフィン２の幅方向中心よりも上流側に位置し、風上側ルーバ群３ａの群幅Ｌ１が、風下側ルーバ群３ｂの群幅Ｌ２よりも短いことである。その他は、図１と同様である。
次に、図４は本発明の第４の実施の形態を示し、この例は図３のそれとは反対に、リターンルーバ４がコルゲートフィン２の幅方向中心よりも下流側に位置し、風上側ルーバ群３ａの群幅Ｌ１が、風下側ルーバ群３ｂの群幅Ｌ２よりも大に形成ており、その他は図１と同様である。
【００１５】
【実施例】
図１の例において、コルゲートフィン２の空気流通方向（フィン幅Ｂ）を４８ｍｍとし、風上側ルーバ群３ａの全てのルーバ３の切り起こし角度αを２６度とする。そして、風下側ルーバ群３ｂのルーバ３は、全て１１度のものと，１４度，１７度，１９度，２１度，２３度の各傾斜角につき、６種類のフィンを有するコルゲートフィン型熱交換器を用意した。また、比較例として、図１２に示すコルゲートフィン２であって、風上側ルーバ群３ａのルーバ３及び風下側ルーバ群３ｂのルーバ３の各切り起こし角度αを共に２６度とし、他は全て同一の条件のコルゲートフィン型熱交換器を用意した。そしてその比較例の熱交換器と、図１の各切り起こし角度βの熱交換器とを、風洞において風速を４ｍ／ｓｅｃの下で、それらの放熱性能と圧力損失とを測定してみた。
【００１６】
その実験結果は、図８に示している。図において、左端に存在するＳＴＤは図１２に示す従来型コルゲートフィンを用いた熱交換器であり、風速を４ｍ／ｓｅｃとした場合の圧力損失及び放熱性能であり、その値を夫々基準値１００とする。そしてそれに比較し、風下側ルーバ群３ｂの各ルーバの夫々の切り起こし角度βを有する６種類の熱交換器の圧力損失及び放熱性能を比較したものである。
【００１７】
図８の結果から、次のことが明らかとなる。
風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度βが１７度〜２３度の範囲の各熱交換器は、その放熱性能が従来型（ＳＴＤ）のそれと同一又は近似的に同一であるが、空気流の圧力損失は３％〜８％程度減少している。このことは、これらの各熱交換器を自動車用熱交換器としてそのエンジンルーム内に実際に搭載した場合、比較例の従来型熱交換器に比べ、熱交換器を流通する風速が高められることを意味する。その結果、その風速の増加に伴い熱交換器の放熱性能を向上させることができる。
【００１８】
即ち、図８の実験結果によれば、放熱性能が殆ど同じて通風抵抗が３％〜８％程度低下しているため、その分だけ車搭載状態においての熱交換器の通風性が向上し、その分だけ風速が増して放熱性能が向上することが判る。
風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度βが１４度の熱交換器においては、放熱性能が従来型のそれに比べて７％程度低下するが、圧力損失はそれ以上の１６％程度も低下し、放熱性能の低下以上の圧力損失の低下をみる。これにより、車搭載時における熱交換器は通風性をより向上させ、それに基づき熱交換器を流通する空気流の流速を増大させて、従来型熱交換器以上の熱交換性能を得ることができる。
同様に風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度βが１１度の熱交換器においても、従来型の熱交換器比べ放熱性能の低下以上に圧力損失が低下しているため、この熱交換器を車に搭載した場合、全体として熱交換性能が従来以上となることが期待できる。
【００１９】
次に、図９は図２のコルゲートフィン２を用いた各熱交換器と従来型熱交換器とを比較したものであり、夫々の熱交換器のフィン幅Ｂの厚さは比較例のものを含め全て４８ｍｍであり、図２のものは風上側ルーバ群３ａの各ルーバ３の切り起こし角度αを図１の場合と同様に夫々２６度とし、風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度βは１１度のものと、１４度，１７度，１９度，２１度，２３度のものの各熱交換器を夫々制作し、それらと従来型の熱交換器との比較を行ったものである。
【００２０】
従来の熱交換器（ＳＴＤ）は、図８のそれ同様に風上側ルーバ群３ａの各ルーバ３の切り起こし角度及び風下側ルーバ群３ｂの各ルーバ３の切り起こし角度は２６度である。そして風洞において風速が４ｍ／ｓｅｃとなるようにして行った。その結果は、図８の場合の各熱交換器に比べて放熱性能が数％程度低下するものの、圧力損失は図８の熱交換器のものに比べさらに５％程度低下している。
その結果、圧力損失のより大きな低下に基づき、この熱交換器を実際の車両に搭載した場合においては、流速の大きな増大が起こり、全体として熱交換性能が向上することが判る。
【００２１】
次に、図１０は図３のコルゲートフィン２を用いた各熱交換器であって、風上側ルーバ群３ａの群幅Ｌ１と風下側ルーバ群３ｂの群幅Ｌ２の比、群幅Ｌ１／群幅Ｌ２の比が０．８であるものにおいて、風洞実験において風速を２ｍ／ｓｅｃとし、図８と同様の実験を行った。この熱交換器は、風速が余り速くできない条件の下で使用するものであり、可能な限り圧力損失を低下させたものである。  次に、図１１は図４のコルゲートフィン２を用いたものであり、上記の比、群幅Ｌ１／群幅Ｌ２が１．２である場合において、風速を６ｍ／ｓｅｃとして、図８と同様の実験を行った。この熱交換器は、風速を速くできる条件の下で使用するものであり、可能な限り風上側の放熱性能の向上を図るものである。
【００２２】
図１０及び図１１の結果も、前記図８と同様の作用・効果を得る。
また、上記実験例においてはラジエータの厚さを全て４８ｍｍに固定したが、それを２４ｍｍ，３６ｍｍとし、他の条件は図１〜図４で前記同様の実験を行った場合においても、夫々同様の結果が顕れた。
さらに上記実験では、風上側ルーバ角度及び従来型のルーバ角度を夫々２６度に固定したが、それを２４度，２８度，３０度としたときにも、前記同様の結果が得られた。
【００２３】
【発明の作用・効果】
請求項１に記載のコルゲートフィン型熱交換器によれば、中間部に位置するリターンルーバ４に対して全ての風下側ルーバ群３ｂのルーバ３の切り起こし角度βが、全ての風上側ルーバ群３ａのその切り起こし角度αより小さく形成されたから、放熱量が減少する全ての風下側ルーバ群３ｂの空気抵抗を低減して、その分だけ全体としての空気流通速度を増大し、結果として放熱量を増大させることができる。
【００２４】
請求項２に記載のコルゲートフィン型熱交換器によれば、風下側ルーバ群３ｂのルーバ３のルーバ幅Ｓ２が、風上側ルーバ群３ａのそのルーバ幅Ｓ１より大きく形成されたものであるから、風下側の切り起こし数を減らして、その風下側ルーバ群３ｂの空気抵抗をさらに低減し、空気流通速度を増大させて放熱量を増加させることができる。
請求項３に記載のコルゲートフィン型熱交換器によれば、風下側ルーバ群３ｂ全体の幅である群幅Ｌ２が、風上側ルーバ群３ａのその群幅Ｌ１よりも大に形成されたものであるから、空気流の流速を比較的小さくせざるを得ない熱交換器において、風下側の空気抵抗を大きく減らし、その結果放熱量を最大限度引き出すことができる。
【００２５】
請求項４に記載のコルゲートフィン型熱交換器によれば、風下側ルーバ群３ｂ全体の幅である群幅Ｌ２が、風上側ルーバ群３ａの群幅Ｌ１より小に形成されたものであるから、熱交換器に流通する空気流の流速を比較的速くとれるものにおいて、風上側のルーバ群のルーバの数を増やし、その部分における放熱量を最大限に増大させ、風下側ルーバ群の流通抵抗を低減し、結果として全体的熱交換量を増大することができる。
請求項５に記載のコルゲートフィン型熱交換器によれば、風上側ルーバ群３ａのルーバ３の切り起こし角度α、及び風下側ルーバ群３ｂの切り起こし角度β、並びに空気流通方向のフィン幅Ｂを特定の範囲にしたので、さらに放熱性能の良いものを提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態を示すコルゲートフィン型熱交換器の要部縦断面説明図であって、図５のＩ−Ｉ矢視断面略図。
【図２】本発明の第２の実施の形態を示すコルゲートフィン型熱交換器の要部縦断面説明図であって、図１と同様の面で切断したもの。
【図３】本発明の第３の実施の形態を示すコルゲートフィン型熱交換器の要部縦断面説明図であって、図１と同様の面で切断したもの。
【図４】本発明の第４の実施の形態を示すコルゲートフィン型熱交換器の要部縦断面説明図であって、図１と同様の面で切断したもの。
【図５】本発明のコルゲートフィン型熱交換器の説明的要部斜視図。
【図６】図２の形態におけるコルゲートフィン型熱交換器の詳細を示す要部横断面図。
【図７】同 VII− VII矢視略図。
【図８】図１におけるコルゲートフィンを用いた各風下側ルーバ角度の熱交換器に対する放熱性能及び圧力損失の比較図。
【図９】図２におけるコルゲートフィンを用いた各風下側ルーバ角度の熱交換器に対する放熱性能及び圧力損失の比較図。
【図１０】図３におけるコルゲートフィンを用いた各風下側ルーバ角度の熱交換器に対する放熱性能及び圧力損失の比較図。
【図１１】図４におけるコルゲートフィンを用いた各風下側ルーバ角度の熱交換器に対する放熱性能及び圧力損失の比較図。
【図１２】従来型コルゲートフィン型熱交換器の要部縦断面説明図。
【図１３】同コルゲートフィンの空気流通方向における各位置のフィン表面温度と空気流５の温度との差を表す測定図。
【符号の説明】
１  偏平チューブ
２  コルゲートフィン
３  ルーバ
３ａ  風上側ルーバ群
３ｂ  風下側ルーバ群
４  リターンルーバ
５  空気流
Ｓ１，Ｓ２  ルーバ幅
Ｌ１，Ｌ２  群幅
Ａ  振幅
Ｂ  フィン幅
Ｆ  フィンピッチ
【図１】
0004690605.tif 000002
【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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