(57)【要約】【課題】高温側における放熱ロスをおさえつつも、熱交換性能の高い熱交換器およびそれを用いたヒートポンプ式給湯機を提供することを目的とする。【解決手段】本発明は、加熱対象の流体が流通する流体流路と、前記流体に対して熱を供与する冷媒が流通する冷媒流路を備え、前記流体と前記冷媒が対向して流通する熱交換器において、前記冷媒流路の断面における最大内径をＤｒとし、最大内径Ｄｒに対する円周をπＤｒとし、内周をＬｒとし、前記内周Ｌｒと円周πＤｒとの比率をＬｒ／（πＤｒ）とした場合、低温側における前記比率Ｌｒ／（πＤｒ）の平均値が高温側における前記比率Ｌｒ／（πＤｒ）の平均値よりも大きいことを特徴とする。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
加熱対象の流体が流通する流体流路と、
前記流体に対して熱を供与する冷媒が流通する冷媒流路を備え、
前記流体と前記冷媒が対向して流通する熱交換器において、
前記冷媒流路の断面における最大内径をＤｒとし、最大内径Ｄｒに対する円周をπＤｒとし、内周をＬｒとし、前記内周Ｌｒと円周πＤｒとの比率をＬｒ／（πＤｒ）とした場合、低温側における前記比率Ｌｒ／（πＤｒ）の平均値が高温側における前記比率Ｌｒ／（πＤｒ）の平均値よりも大きいことを特徴とする熱交換器。
【請求項２】
前記流体流路の断面における最大内径をＤｗとし、最大内径Ｄｗに対する円周をπＤｗとし、内周をＬｗとし、前記内周Ｌｗと円周πＤｗとの比率をＬｗ／（πＤｗ）とした場合、高温側における前記比率Ｌｗ／（πＤｗ）の平均値が低温側における前記比率Ｌｗ／（πＤｗ）の平均値よりも大きいことを特徴とする、請求項１に記載の熱交換器。
【請求項３】
前記流体流路もしくは前記冷媒流路の低温側の内周に溝を設け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】
前記流体流路もしくは前記冷媒流路の低温側の内周に突起を設け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５】
前記流体流路と前記冷媒流路が流路方向に沿って接触していることを特徴とする、請求項１または２に記載の熱交換器。
【請求項６】
前記流体流路もしくは前記冷媒流路の少なくとも何れか一方がらせん状に成形されていることを特徴とする、請求項１または２に記載の熱交換器。
【請求項７】
前記流体が水であり、
前記冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする、請求項１または２に記載の熱交換器。
【請求項８】
請求項１または２に記載の熱交換器と、
前記熱交換器に流入する前記冷媒を圧縮する圧縮手段と、
前記熱交換器から排出された前記冷媒を膨張させる膨張手段と、
前記膨張手段から排出された前記冷媒と外気とを熱交換させる蒸発手段と、を備えることを特徴とする、ヒートポンプ式給湯機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ式給湯機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷媒によって水を加熱する給湯用熱交換器において、熱交換器の高性能化およびコンパクト化を図るために、冷媒側に溝付管などを適用したものが提案されている（特許文献１参照）。また、給湯用熱交換器、膨張弁、蒸発器、圧縮機を冷媒配管で順次接続して構成し、冷媒が臨界圧力以上で作動するヒートポンプ式給湯装置において、流路長さに対する効率を向上させるために熱交換器の高温側の流路断面積を低温側よりも大きくすることで圧力損失を低減したものが提案されている（特許文献２参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００８−２１５７６６号公報
【特許文献２】特開２００９−１６８３８３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献１の従来技術を、冷媒が臨界圧力以上で動作するヒートポンプ式給湯機に適用した場合、溝付管による圧力損失の増加作用によって伝熱性能の向上作用を十分に引き出せないことがある。
【０００５】
また、特許文献２の従来技術では、高温側の流路断面積を低温側よりも大きくすることで高温側での圧力損失を抑制することができ得る。しかし、高温側の流路断面積を大きくしたことに伴って外表面積が大きくなってしまう構造である。このため、特許文献２の従来技術では、高温側での圧力損失を抑制したことによる熱交換効率向上の効果よりも放熱ロスの方が大きくなっていまい、熱交換器全体としての加熱性能が低下してしまう。
【０００６】
そこで、本発明は、高温側における放熱ロスをおさえつつも、熱交換性能の高い熱交換器およびそれを用いたヒートポンプ式給湯機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明は、加熱対象の流体が流通する流体流路と、前記流体に対して熱を供与する冷媒が流通する冷媒流路を備え、前記流体と前記冷媒が対向して流通する熱交換器において、前記冷媒流路の断面における最大内径をＤｒとし、最大内径Ｄｒに対する円周をπＤｒとし、内周をＬｒとし、前記内周Ｌｒと円周πＤｒとの比率をＬｒ／（πＤｒ）とした場合、低温側における前記比率Ｌｒ／（πＤｒ）の平均値が高温側における前記比率Ｌｒ／（πＤｒ）の平均値よりも大きいことを特徴とする。
【０００８】
また、前記流体流路の断面における最大内径をＤｗとし、最大内径Ｄｗに対する円周をπＤｗとし、内周をＬｗとし、前記内周Ｌｗと円周πＤｗとの比率をＬｗ／（πＤｗ）とした場合、高温側における前記比率Ｌｗ／（πＤｗ）の平均値が低温側における前記比率Ｌｗ／（πＤｗ）の平均値よりも大きいものであってもよい。
【０００９】
また、前記流体流路もしくは前記冷媒流路の低温側の内周に溝を設けたものであってもよい。
【００１０】
また、前記流体流路もしくは前記冷媒流路の低温側の内周に突起を設けたものであってもよい。
【００１１】
また、前記流体流路と前記冷媒流路が流路方向に沿って接触しているものであってもよい。
【００１２】
また、前記流体流路もしくは前記冷媒流路の少なくとも何れか一方がらせん状に成形されているものであってもよい。
【００１３】
また、前記流体が水であり、前記冷媒が二酸化炭素であってもよい。
【００１４】
また、上記の熱交換器と、前記熱交換器に流入する前記冷媒を圧縮する圧縮手段と、前記熱交換器から排出された前記冷媒を膨張させる膨張手段と、前記膨張手段から排出された前記冷媒と外気とを熱交換させる蒸発手段と、を備えるヒートポンプ式給湯機が好適である。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、高温側冷媒流路の一断面の最大内径Ｄｒに対する円周πＤｒを基準とした内周Ｌｒの比率（Ｌｒ／（πＤｒ））を低温側冷媒流路に比べて小さくすることで圧力損失を抑制できる。加えて低温側冷媒流路では一断面の最大内径Ｄｒに対する円周πＤｒを基準とした内周Ｌｒの比率（Ｌｒ／（πＤｒ））を増加させることで熱伝達が促進される。以上により、高温側における放熱ロスをおさえつつも、熱交換性能を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】第１の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【図２】第１の実施形態に係わるヒートポンプ式給湯機のシステム図である。
【図３】第１の実施形態に係わる熱交換器の低温側冷媒流路の断面図である。
【図４】第１の実施形態に係わる熱交換器の高温側冷媒流路の断面図である。
【図５】第１の実施形態に係わる熱交換器内の温度分布の一例である。
【図６】第２の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【図７】第２の実施形態に係わる熱交換器の低温側冷媒流路の断面図である。
【図８】第３の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【図９】第４の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【図１０】第５の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【図１１】第６の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【図１２】第６の実施形態に係わる熱交換器の流路断面内の流れの概念図である。
【図１３】第７の実施形態に係わる熱交換器の斜視図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下、本発明の実施形態について図面を参照しながら説明する。下記の実施例では加熱対象の流体１３として水を、熱を供与する冷媒１４として臨界圧力以上で流通する冷媒（例えば、二酸化炭素）を想定しているが、本実施形態に記載する条件の範囲内で変更しても実施可能である。例えば、冷媒は、熱交換の過程で気体から気液混合状態に変化するものであってもよい。
【実施例１】
【００１８】
第１の実施形態について図１〜図５に従って説明する。図２に本実施形態となる熱交換器２０を搭載したヒートポンプ式給湯機の構成を示す。熱交換器２０の冷媒出口１２は膨張弁２３の入口側へと、膨張弁２３の出口側は蒸発器２２の入口側へと、蒸発器２２の出口側は圧縮機２１の吸込側へと、そして圧縮機２１の吐出側は熱交換器２０の冷媒入口１１へと接続されている。
【００１９】
図１に熱交換器２０の斜視図を示す。熱交換器２０は加熱対象の流体１３が流通する流体流路２と、冷媒１４が流通する冷媒流路１から構成され、流体流路２と冷媒流路１は流路方向に沿って接触している。なお、流体流路２は内面が滑らかな平滑管で構成されている。以下、冷媒流路１の上流側を高温側、下流側を低温側と称す。本実施例では高温側冷媒流路３と低温側冷媒流路４の長さの比率を４：６とし、高温側冷媒流路３には平滑管を、低温側冷媒流路４には内面に溝７を有する溝付管を使用している。溝付管の溝７は流路方向に対して並行に成形されている。
【００２０】
低温側冷媒流路４と高温側冷媒流路３の断面形状をそれぞれ図３、図４に示す。低温側冷媒流路４および高温側冷媒流路３の断面形状は流路方向に対して同一である。低温側冷媒流路４を構成する溝付管の流路断面積および外径は、高温側冷媒流路３を構成する平滑管と同一の値である。低温側冷媒流路４は溝７を有しているため、最大内径Ｄｒに対する円周πＤｒを基準とした内周Ｌｒの比率（Ｌｒ／（πＤｒ））は１よりも大きい。これに対して、高温側冷媒流路３は最大内径Ｄｒに対する円周πＤｒと内周Ｌｒが同一であるため、（Ｌｒ／（πＤｒ））は１である。
【００２１】
本実施形態のヒートポンプ式給湯機の動作を説明する。冷媒１４は圧縮機２１で圧縮されて高温・高圧状態になり、冷媒入口１１から熱交換器２０へと流入する。熱交換器２０へと流入した冷媒１４は流体１３に熱を伝え、冷媒１４自身は熱を失って熱交換器２０の冷媒出口１２から流出する。熱交換器２０から流出した冷媒１４は膨張弁２３を通過することで減圧し、蒸発器２２にて外気から熱が加えられた後、再度圧縮機２１へと流入する。
【００２２】
本実施例では熱交換器２０の流体入口９から流入した１０℃程度の水を、６５℃程度またはそれ以上まで沸き上げ、流体出口１０から流出させることを想定している。この場合、圧縮機２１の吐出側から熱交換器２０、膨張弁２３の入口側にかけて冷媒１４の圧力が臨界圧力以上となる。圧力が臨界圧力以上の場合、冷媒１４の温度低下に伴って密度や比熱といった物性値が気体から液体の値へと連続的に変化する。図５に本実施例で想定している熱交換器２０での冷媒１４と流体１３の温度変化の一例を示す。線Ｊと線Ｋはそれぞれ、流体１３の温度変化と冷媒１４の温度変化を表している。冷媒１４は入口から下流に向かうに従って温度が低下し、やがてＬ点にて流体１３との熱交換温度差が極小となる。そしてＬ点の下流では熱交換温度差が再度拡大する。本実施例の動作条件において、冷媒入口１１からＬ点までの流路長さは、冷媒流路１の全長の４割程度である。
【００２３】
Ｌ点よりも高温側の領域は、冷媒１４の圧力上昇にともなって比熱が増加する領域を含んでいる。これはＬ点よりも高温側の圧力損失を低減すると、冷媒１４の温度変化が鈍化することを意味しており、結果として冷媒１４の温度が線Ｋから線Ｍへと変化し、Ｌ点の熱交換温度差が拡大する。熱交換温度差が拡大するとＬ点での交換熱量が増加するため、流体１３の温度がＬ点以上の値になるために必要な流路を短くすることができる。
【００２４】
以上から、高温側冷媒流路３の圧力損失を低温側冷媒流路４よりも低減させることで、流路長さに対して効率の高い熱交換器２０を得ることができることがわかる。そのため本実施例では、Ｌ点の前後で冷媒流路１の構造を変更した。なお、本実施例では冷媒流路１の全長に対する高温側冷媒流路３の比率を４割としたが、熱交換器２０の動作条件によってＬ点の位置は変化するため、目的に合わせて高温側冷媒流路３の割合を任意に設定することができる。
【００２５】
次に、平滑管と溝付管の圧力損失の差について説明する。
【００２６】
一般に、管内を流れる流体の圧力損失は代表直径の減少に伴って増加することが知られている。ここで、代表直径は以下の式で定義される。
【００２７】
Ｄh＝４×Ａcsa／Ｌ
（Ｄh［ｍ］：代表直径、Ａcsa［ｍ2］：流路断面積、Ｌ［ｍ］：流路の内周）
【００２８】
この代表直径は様々な流路形状に対する直径を意味しており、例えば流路が円の場合には代表直径は流路の内径と一致する。すなわち前述の圧力損失と代表直径の関係は、同一の流路断面積に対して内周が長いほど圧力損失が高くなることを意味している。溝付管と平滑管の代表直径を比較すると、流路断面積は同一だが内周は溝付管の方が長い。そのため同一流路断面積であっても平滑管に比べて溝付管の圧力損失が高くなる。
【００２９】
次に溝付管と平滑管の伝熱性能の差について説明する。熱交換器における交換熱量の式を以下に示す。
【００３０】
Ｑ＝Ｋ×Ａ×ΔＴ
（Ｑ［Ｗ］：交換熱量、Ｋ［Ｗ／ｍ2Ｋ］：熱通過率、Ａ［ｍ2］：伝熱面積、ΔＴ［Ｋ］：熱交換温度差）
【００３１】
交換熱量は熱通過率と伝熱面積の積に比例するため、この値を伝熱性能と定義し、熱交換器２０の性能を表す指標として使用する。同一流路断面積の溝付管と平滑管を比較すると、伝熱面積が大きいぶん溝付管の伝熱性能が高くなる。したがって伝熱性能だけに着目すれば、冷媒流路１を熱交換器２０の冷媒入口１１から冷媒出口１２の全域にわたって溝付管とした方が熱交換器２０の性能は高くなる。しかし前述の通り、熱交換温度差が極小となるＬ点から高温側では冷媒１４の圧力損失が熱交換器２０の性能に影響を持つため、本実施例ではＬ点を境にして高温側冷媒流路３に平滑管を、低温側冷媒流路４に溝付管を使用した。
【００３２】
以上から、本実施例によれば、高温側と低温側の冷媒流路の大きさと関係なく高温側の圧力損失を抑制できるため、高温側冷媒管の放熱ロスをおさえつつ熱交換性能を向上させることができる。具体的には、高温側冷媒流路３と低温側冷媒流路４の外表面積が同一であるため、高温側の放熱ロスの増大を抑制しつつ高温側の圧力損失を低温側に比べて低減でき、さらに低温側の伝熱性能の向上により流路長さに対して効率の高い熱交換器２０およびヒートポンプ式給湯機を提供できる。
【００３３】
なお、本実施例では冷媒１４が臨界圧力以上で動作する場合を想定しているが、冷媒１４が熱交換の過程で気体から気液混合状態に変化する場合についても、図５のＬ点に対応する熱交換温度差の極小点が発生するため、本実施例を用いることで熱交換器２０の性能向上が可能である。また、本実施例では溝付管の溝７を流路方向に対して並行としたが、流路方向に対してらせん状に成形した場合などについても目的とする効果が得られるため、溝７の形状は任意のものを選択できる。
【実施例２】
【００３４】
第２の実施形態について図６と図７に従って説明する。図６に第２の実施形態となる熱交換器２０の斜視図を示す。本実施形態では第１の実施形態における低温側冷媒流路４に突起８を有するディンプル管を用いている。突起８は低温側冷媒流路４の内壁にらせん状に配置されている。低温側冷媒流路４を構成するディンプル管の流路体積を流路長さで割った平均流路断面積と、高温側の平滑管の流路断面積は同一である。またディンプル管と平滑管の外径も同一である。
【００３５】
図７に低温側冷媒流路４を構成するディンプル管の断面図を示す。ディンプル管の突起８が配置されている箇所にて、最大内径Ｄｒに対する円周πＤｒを基準とした内周Ｌｒの比率（Ｌｒ／（πＤｒ））は１よりも大きくなる。したがって、低温側冷媒流路４の入口から出口までの、（Ｌｒ／（πＤｒ））の平均値についても高温側の値よりも大きくなる。
【００３６】
第２の実施形態の動作について説明する。熱交換器２０に流入した冷媒１４は、高温側の平滑管を流通した後、ディンプル管へと流入する。ディンプル管内の突起８が配置されている部分では、同一流路断面積の平滑管に比べて内周Ｌｒが長いため、第１の実施形態と同様の理由によって平滑管と比べて圧力損失と伝熱性能が上昇する。以上の仕組みにより、本実施例は第１の実施例と同様の効果が得られることがわかる。なお、本実施例では管内の突起８をらせん状に配置しているが、配置の方法にかかわらず目的とする効果が得られるため、任意の形状を選択できる。
【実施例３】
【００３７】
第３の実施形態について図８に従って説明する。第３の実施形態は第１の実施形態のものにおいて、高温側流体流路５に流路方向と並行な溝７を有する溝付管を用いたものとなっている。
【００３８】
本実施例の動作について説明する。高温側流体流路５には溝付管を用いているため、平滑管を使用した場合に比べて伝熱性能が向上する。高温側の伝熱性能の向上により、交換熱量を一定とした場合の必要流路長さが減少するため、本実施例によって高温側の放熱ロスの抑制と流路長さに対する効率の向上がさらに促される。
【００３９】
なお本実施例では、低温側冷媒流路４と高温側流体流路５の両方に流路方向に平行な溝７を有する溝付管を使用しているが、流路内にらせん状の溝７を有する場合や突起８を有する場合についても同様の効果が得られるため、目的に応じて任意のものを選択できる。
【実施例４】
【００４０】
第４の実施形態について図９に従って説明する。第４の実施形態は第１の実施形態から流体流路２と冷媒流路１の接触方法を変更したもので、冷媒流路１は流体流路２を芯管としてらせん状に巻きつけられている。これにより、直管同士を接触させた場合に比べて流体流路２の単位長さに対する伝熱面積が増加するため、第１の実施例と同様の効果を得つつ、熱交換器２０の小型化が可能となる。
【実施例５】
【００４１】
第５の実施形態について図１０に従って説明する。第５の実施形態は第１の実施形態から流体流路２と冷媒流路１の位置関係を変更したもので、冷媒流路１は流体流路２の内部に配置される。これにより冷媒流路１の外面が全て伝熱に寄与することで伝熱面積が増加し、第１の実施例と同様の効果を得つつ熱交換器２０の小型化が可能となる。
【実施例６】
【００４２】
第６の実施形態について図１１に従って説明する。第６の実施形態の熱交換器２０は第１の実施形態に対して、流路の曲率を変更したものとなっている。流体流路２と冷媒流路１はそれぞれらせん状に成形され、流体流路２の外側に冷媒流路１を配置している。ここで冷媒流路１は隣接する２ピッチ分の流体流路２に対して接触している。この構造は、まず流体流路２をらせん状に成形した後、その外側に冷媒流路１を巻きつけることで容易に製造できる。
【００４３】
本実施例における流体流路２と冷媒流路１の断面内の流れの模式図を図１２に示す。らせん状の流路では、らせん構造外側１６の流路方向の流速がらせん構造内側１５に比べて高くなる。流速が高い場所ではエネルギ保存の法則に従って流体の静圧が低下し、逆に流速の遅い場所では静圧が増加する。この流路内の静圧差によって内側から外側に向かう２次流れが発生し、渦が生成される。これにより直管の場合に比べて流路内の流体の混合が促進されるため、壁面の温度が流体に伝わりやすくなる。
【００４４】
以上の仕組みにより、らせん状に成形された流路では直管に比べて伝熱性能が上昇するため、本実施例によって第１の実施例と同様の効果を得つつ熱交換器２０の流路の短縮が可能となる。
【実施例７】
【００４５】
第７の実施形態について図１３の斜視図に従って説明する。第７の実施例は第１の実施例おいて、高温側と低温側とで熱交換器２０を別構造に変更したものである。高温側は、高温側冷媒流路３と高温側流体流路５を流路方向に沿って接触させた構造である。これに対して低温側は、らせん状に成形した低温側流体流路６の外面に、低温側冷媒流路４を巻きつけた構造である。低温側冷媒流路４は隣接する２ピッチ分の低温側流体流路６に対して接触している。
【００４６】
上記の方法により、高温側の圧力損失を低温側に比べて低減しつつ低温側の伝熱性能を向上させるという目的に対して、最適な熱交換器を選択することができる。なお本実施例以外にも、目的に応じて高温側と低温側の熱交換器２０を任意のものに変更することができる。
【００４７】
上記の第４から第７の実施例は第１の実施例を派生させたものであるが、高温側流体流路５および低温側冷媒流路４に、実施例２と実施例３に記載した流路の組み合わせを適用した場合についても同様の効果が得られる。
【符号の説明】
【００４８】
１  冷媒流路
２  流体流路
３  高温側冷媒流路
４  低温側冷媒流路
５  高温側流体流路
６  低温側流体流路
７  溝
８  突起
９  流体入口
１０  流体出口
１１  冷媒入口
１２  冷媒出口
１３  流体
１４  冷媒
１５  らせん構造内側
１６  らせん構造外側
２０  熱交換器
２１  圧縮機
２２  蒸発器
２３  膨張弁
【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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