JP2010112565A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】貯湯式ヒートポンプ給湯機のような水の流速が小さい使用形態においても、熱交換器の伝熱性能を向上でき、かつ軽量、コンパクトな熱交換器を提供する。
【解決手段】冷媒を通す内管２と、内管２の外側に配置され、内管２との間に水を通す外管３とを備えた熱交換器１において、外管３にはコルゲート加工によりスパイラル状のコルゲート溝４が形成されており、コルゲート溝４の深さをＨｃ、管軸方向に隣り合うコルゲート溝４の間隔をＰｃ、外管３の最大内径と内管２の外径との差をＤｅとすると、Ｐｃ／Ｄｅ≦５６０×（Ｈｃ／Ｄｅ）^２−７０×（Ｈｃ／Ｄｅ）＋２.５であり、かつＨｃ／
Ｄｅ≧０.０９を満たす熱交換器である。
【選択図】図１

Description

本発明は、外管と内管との二重管式の熱交換器に関し、特に、貯湯式ヒートポンプ給湯機などの水−冷媒熱交換に好適な熱交換器に関する。

貯湯式ヒートポンプ給湯機（以下、単に「ヒートポンプ給湯機」と称する場合もある）に用いられる熱交換器として、水が流通する外管と、冷媒（二酸化炭素など）が流通する内管との二重管からなる二重管式熱交換器が知られている。

このような二重管式熱交換器では、冷媒が流通する内管に腐食による孔が開くと、水と冷媒が混ざり合ってしまうことから、水または冷媒の漏洩を検知して装置を停止するために、内周面に漏洩検知溝を有する漏洩検知管を内管の外周に設けることがしばしば行われている（この場合、内管と漏洩検知管と外管との三重管構造とも言える）。

貯湯式ヒートポンプ給湯機では、夜間に時間をかけてお湯を沸かすものであり、外管内を流れる水の流速が小さく層流となるため、熱交換器としての性能を向上させるには、水管の伝熱性能の向上が不可欠となる。

伝熱性能の向上を目的とした二重管式熱交換器としては、第一伝熱管（外管）内に、複数本の伝熱管を螺旋状にねじって構成した第二伝熱管（内管）を配置したものがある（特許文献１参照）。特許文献１の熱交換器によれば、水の圧力損失やスケール成分の溶出が小さく、伝熱促進体としての別部品を用いずに伝熱促進することができる旨が記載されている。

また、図４に示すように、外管４１と外管４１内に挿入された内管４２とからなる二重管を備え、内管４２は、内部に第１流体流路４３が形成された複数の冷媒管４４と、複数の冷媒管４４を覆うと共に、内面の軸方向に複数の漏洩検知溝４６を備えた１本の漏洩検知管４５とからなり、内管４２の外側と外管４１の内壁との間に第２流体流路４７を形成したものがある（特許文献２参照）。特許文献２の熱交換器によれば、熱交換性能を維持したまま、銅の使用量を少なくすることができるので、熱交換器の重量の低減、低コスト化が可能になる旨が記載されている。

また、内管と内管の外側に配置された外管とを備え、外管は、スパイラル状のコルゲート形状を有するコルゲート管として可撓性を付与した二重管式熱交換器がある（特許文献３参照）。特許文献３の熱交換器によれば、コルゲート管を使用することで曲げ加工性が良くなるので、熱交換器をコイル状にする場合など、平滑管では曲げることが困難な小さい曲げが要求される配管などに使用できる旨が記載されている。

特開２００４−３６０９７４号公報 特開２００８−５７８６０号公報 特開２００５−９８３２号公報

しかしながら、上記特許文献１の熱交換器では、複数本の伝熱管を螺旋状にねじる工程が複雑でコストが掛かることに加えて、第一伝熱管（外管）と複数本の第二伝熱管（内管）を分離する熱交換器端末部分の処理・構造が複雑になるという問題がある。また、複数
本の第二伝熱管（内管）を使用するため、熱交換器の重量が大きくなるという問題がある。
また、上記特許文献２の熱交換器では、複数本の伝熱管（内管）を螺旋状にねじる工程は省略されているが、特許文献１と同様、外管と複数本の伝熱管（内管）を分離する熱交換器端末部分の処理・構造が複雑になるという問題がある。また、特許文献１に比べ軽量化が可能とはなるが、複数本の伝熱管（内管）を使用するため、熱交換器の十分な軽量化が図れないという問題がある。
一方、特許文献３の熱交換器は、コルゲート管（外管）を使用することで曲げ加工性が改善され、また、内管が１本であるため軽量、コンパクトで熱交換率を高くすることができる。ただし、コルゲート管のコルゲート形状・寸法に関しては特に検討されていない。しかしながら、伝熱・熱交換性能は、コルゲート形状・寸法によって大きく変化するものであり、特許文献３の熱交換器では、所望の性能が得られない可能性がある。

本発明の目的は、貯湯式ヒートポンプ給湯機のような水の流速が小さい使用形態においても、熱交換器の伝熱性能を向上でき、かつ軽量、コンパクトな熱交換器を提供することにある。

上記課題を解決するために、本発明は次のように構成されている。

本発明の第１の態様は、冷媒を通す内管と、前記内管の外側に配置され、前記内管との間に水を通す外管とを備えた熱交換器において、前記外管にはコルゲート加工によりスパイラル状のコルゲート溝が形成されており、前記コルゲート溝の深さをＨｃ、管軸方向に隣り合う前記コルゲート溝の間隔をＰｃ、前記外管の最大内径と前記内管の外径との差をＤｅとすると、Ｐｃ／Ｄｅ≦５６０×（Ｈｃ／Ｄｅ）^２−７０×（Ｈｃ／Ｄｅ）＋２.５
であり、かつＨｃ／Ｄｅ≧０.０９を満たすことを特徴とする熱交換器である。

本発明の第２の態様は、第１の態様の熱交換器において、前記外管の管軸と前記コルゲート溝とのなす角が、４０°以上であることを特徴とする。

本発明の第３の態様は、第１又は第２の態様の熱交換器において、前記外管にはスパイラル状の前記コルゲート溝が、１条〜３条で形成されていることを特徴とする。

本発明によれば、貯湯式ヒートポンプ給湯機のような水の流速が小さい使用形態においても、熱交換器の伝熱性能を向上させることができ、且つ軽量・コンパクトで、安価な熱交換器が得られる。

以下に、本発明に係る熱交換器の実施形態を図面を用いて説明する。

（第１の実施形態）
図１は、本発明の第１の実施形態に係る熱交換器の構造を示すもので、図１（ａ）は管軸を含む断面で一部を破断した側面図、図１（ｂ）は図１（ａ）のＡ−Ａ断面図である。また、図２は、図１の外管を示すもので、図２（ａ）は一部を破断した側面図、図２（ｂ）は図２（ａ）のＢ部の拡大断面図である。
第１の実施形態に係る熱交換器１は、図１に示すように、冷媒を通す内管２と、内管２の外側に配置され、内管２との間に水を通す外管３とを備えた二重管式熱交換器である。

内管２は、内部にＣＯ_２（二酸化炭素）などの冷媒が流れる冷媒管２１と、冷媒管２１
の外周部を覆う漏洩検知管２２とから構成されている。漏洩検知管２２の内周面には軸方向に沿って漏洩検知溝２３が形成され、内管２の外面となる漏洩検知管２２の外周面は平滑面となっている。
冷媒管２１の外周部を漏洩検知管２２が覆っているので、高温・高圧の冷媒などが通過する冷媒管２１の一部が破断などしても、冷媒と水とが混合することを防止できる。また、冷媒管２１または漏洩検知管２２が破断して冷媒または水が漏洩しても、漏洩検知溝２３を通じて外部に冷媒または水を導出させることによって、漏洩を検知することができる。

外管３は、コルゲート加工によりスパイラル状の１条のコルゲート溝４が形成されたコルゲート管である。ここで、コルゲート管とは、管の内外面に波形のスパイラル構造を持った管をいう。
外管３はコルゲート溝４が形成されたコルゲート管となっているので、平滑な外管と比較して可撓性が高く、小さな曲率半径で曲げ加工することが可能であり、熱交換器のコンパクト化を促進できる。

ヒートポンプ式給湯機は、圧縮機、給湯用熱交換器、膨張弁、及び外気を熱源とする室外熱交換器を備えた冷凍サイクルと、給湯用熱交換器、給水ポンプ、及び給湯タンクを備えた給湯サイクルとから構成されている。
上記二重管式の熱交換器１は、例えば、ヒートポンプ式給湯機の給湯用熱交換器に用いられる。すなわち、内管２の冷媒管２１内には、冷凍サイクルの圧縮機側からの高温・高圧のＣＯ_２冷媒が流され、内管２と外管３との環状部には、給湯サイクルの給水ポンプ側から水が流され、給湯用熱交換器でＣＯ_２冷媒と水とが熱交換されて、高温となった水（湯）が給湯タンクに送られる。熱交換器１では、冷媒と水は互いに逆方向に向流させて流される。

上記内管２及びコルゲート加工された外管３の形状・寸法は、コルゲート溝４の深さをＨｃ、管軸方向に隣り合うコルゲート溝４の間隔（コルゲートピッチ）をＰｃ、外管３の最大内径（コルゲート加工前の原管内径）ＩＤと内管２の外径（この実施形態では、漏洩検知管２２の外径）ｄｏとの差をＤｅとすると、Ｐｃ／Ｄｅ≦５６０×（Ｈｃ／Ｄｅ）^２−７０×（Ｈｃ／Ｄｅ）＋２.５であり、かつＨｃ／Ｄｅ≧０.０９を満たすように設定されている。

このように、Ｈｃ、Ｐｃ、Ｄｅの値を上記範囲に規定することで、外管３内面の波形の凹凸面（コルゲート面）を水が乗り越える際の水の攪拌効果が促進され、確実に伝熱性能の向上が図れる。このため、ヒートポンプ式給湯機の水−冷媒熱交換器における問題、すなわち、水の流速が非常に小さく層流となるために伝熱性能が非常に低いという問題を解決することができる。
また、上記範囲にＨｃ、Ｐｃ、Ｄｅの値を規定することで攪拌効果が促進されるため、図４に示すような複数本の冷媒管（伝熱管）４４を使用する熱交換器と比較しても、同等以上の伝熱性能の熱交換器が得られる。しかも、１本の内管（伝熱管）２を挿入するだけで伝熱性能が十分に得られるため、管材料（銅など）の使用量を低減でき、熱交換器を更に軽量化し、低コスト化することが可能となる。更には、管構造がシンプルであって、製造性・取扱性にも優れる。

また、図２に示すように、外管３のコルゲート溝４と管軸Ｔａとのなす角である、ねじれ角βｃは、４０゜以上の高ねじれ形状とすることが望ましい。これにより、外管３のコルゲート溝４によって内周面に形成される波形の凹凸面を乗り越えて流れることになる水の乱流化を促進することができる。なお、上述のコルゲート管の定義から、ねじれ角βｃは、０°＜βｃ＜９０°の範囲にある。

外管３のコルゲートピッチＰｃは、上記のＨｃ、Ｐｃ、Ｄｅの関係式を満足する範囲にあれば、特に限定されず、例えば、３ｍｍ≦Ｐｃ≦３０ｍｍのものを使用できる。
また、外管３の端末平滑部の肉厚Ｔｗは、特に限定されるものではないが、例えば、０.４ｍｍ≦Ｔｗ≦１.７ｍｍ、のものを使用できる。
また、内管２，外管３の材質としては、特に限定されるものではないが、熱伝導率や機械的強度を勘案すると、銅や銅合金、またはアルミニウムやアルミニウム合金などが好ましい。

（第２の実施形態）
図３は、本発明の第２の実施形態に係る熱交換器に用いられる外管の構造を示す一部破断した側面図である。
上記第１の実施形態の外管３が、コルゲート加工により１条のスパイラル状のコルゲート溝４を形成したコルゲート管であるのに対し、本実施形態の外管５は、３条のスパイラル状のコルゲート溝６を形成したコルゲート管である。この外管５も二重管式熱交換器を構成する水管として使用されるもので、外管５内に上記第１の実施形態と同様に冷媒を流す内管が配置される。
コルゲート溝の条数が大きくなると、加工速度が上がるため、製造コスト的なメリットが大きい。
コルゲート溝のねじれ角βcは、３条加工の場合、１条加工の場合よりも小さくなる傾
向にあるが、隣り合うコルゲート溝の間隔、すなわちコルゲートピッチＰｃを小さくすることで、４０°以上の高いねじれ角を実現できる。これを、コルゲート構造の外管ではなく、内面溝付管を外管として用いる場合、その製造は困難である。

なお、上記実施形態では、１条と３条のコルゲート溝を施した外管について説明したが、外管に２条、或いは４条以上のコルゲート溝を形成してもよい。コルゲート溝の条数は、１条〜３条が好ましい。これは、１条〜３条のコルゲート構造の外管では、内面溝付管では困難な高いねじれ角を実現しやすいからである。

次に、本発明の実施例を説明する。

この実施例では、図１に示す上記第１の実施形態に係る熱交換器において、外管のコルゲート構造の形状・寸法を種々に変更して性能を検討した。表１に、検討した内管、外管の伝熱管仕様を示す。なお、表１のＮｏ.１〜Ｎｏ.１５は、図１と同一構造の熱交換器の例であるが、Ｎｏ.１６は、図４に示す従来構造の熱交換器を模擬した例である。表１に
おいて、ＯＤは外管の最大外径（コルゲート加工前の原管外径）、Ｔｗは外管の肉厚、ＩＤは外管の最大内径（コルゲート加工前の原管内径）、Ｈｃはコルゲート溝の深さ、Ｐｃはコルゲートピッチ、ｄｏは内管の外径、Ｄｅは外管の最大内径ＩＤと内管の外径ｄｏとの差である。
なお、図４に示す従来構造の熱交換器を模擬したＮｏ.１６におけるＤｅは、Ｄｅ＝４
Ｓ／Ｌから求めた。ここで、Ｓは流路面積で、Ｓ＝（π／４）×（ＩＤ^２−２・ｄｏ^２）である。また、Ｌは濡れ淵長さで、Ｌ＝π（ＩＤ＋２ｄｏ）である。

表１の熱交換器の水側熱伝達率を求めた方法を以下に示す。
表１の二重管式熱交換器の内管内には３０℃の温水を流し、外管と内管の環状部には２０℃の冷水を流して熱交換させた。内管内の流量と環状部の流量、それらの出入口温度を測定し、熱交換量Ｑ及び熱通過率Ｋを求めた。内管内の熱伝達率は、出入口温度の平均値を代表温度とし、プラントル数Ｐｒ＝μＣｐ／λ（ここで、μ：粘性係数、Ｃｐ：比熱、λ：熱伝導率）と、レイノルズ数Ｒｅ＝ρｖｄｉ／μ（ここで、ρ：密度、ｖ：流速、ｄｉ：内管の内径）を求め、Dittus-Boelter の式（ヌッセルト数Ｎｕ＝０.０２３・Ｒｅ^０.８Ｐｒ^０.４）と代表温度での熱伝導率λから、管内熱伝達率αｉ＝Ｎｕλ／ｄｉを求めた。これより、管外熱伝達率αｏ＝１／（１／Ｋ−１／αｉ）として求められる。

次に、熱交換器の熱交換量を求めた方法を以下に示す。
上述した方法で求めた管外熱伝達率を定式化し、ＣＯ_２の物性を考慮したシミュレーションにより熱交換量を算出した。このときの計算条件を表２に示す。

ＣＯ_２の物性計算は Propath を用い、超臨界状態のＣＯ_２は単相流として扱えるため
、熱伝達率はDittus-Boelter の式を、圧力損失は Blasius の式（管摩擦係数ｆ＝０.３
１６４・Ｒｅ^{−０.２５}）を用いた。シミュレーションは熱交換器を２０分割して実施し
、熱交換量を計算した。
表１のＮｏ.１６の熱交換器の長さを８ｍとして、熱交換量を計算して求め、Ｎｏ.１６の熱交換器の重量は、図４に示す構造の熱交換器から計算した。表３に、表１におけるＮｏ.１〜１５とＮｏ.１６の内管（冷媒管と漏洩検知管）の構成を示す。

図５には、表１における従来構造であるＮｏ.１６の熱交換器の重量と、このＮｏ.１６の熱交換器と同等の熱交換性能にしたときの、Ｎｏ.１〜１５の熱交換器の重量との重量
比を示す。重量比が１より小さければ、高性能化により管の長さを短くすることで、熱交換器を軽量化できることを示している。

図５に示すように、Ｎｏ.１〜４の場合（Ｈｃ／Ｄｅ＝０.１９の場合）は、全てのコルゲートピッチＰｃでＮｏ.１６より軽量化できている。
Ｎｏ.５〜８のＨｃ／Ｄｅ＝０.１５の場合（Ｈｃ／Ｄｅ＝０.１５の場合）は、Ｎｏ.６〜８がＮｏ.１６より軽量化できている。
Ｎｏ.９〜１２の場合（Ｈｃ／Ｄｅ＝０.１３の場合）は、Ｎｏ.１１，１２がＮｏ.１６より軽量化できている。
Ｎｏ.１３〜１５の場合（Ｈｃ／Ｄｅ＝０.０９の場合）は、Ｎｏ.１５のみ軽量化でき
ている。

以上の結果より、Ｎｏ.１６の熱交換器と同等性能、重量になる熱交換器の（Ｈｃ／Ｄ
ｅ、Ｐｃ／Ｄｅ）値をプロットしたものを図６に示す。図６には、これらプロットした点
を近似する近似曲線である、Ｐｃ／Ｄｅ＝５６０（Ｈｃ／Ｄｅ）^２−７０（Ｈｃ／Ｄｅ）＋２．５も示す。この近似曲線の下側で且つＨｃ／Ｄｅが０.０９以上の領域（図中、斜
線を施した領域）の（Ｈｃ／Ｄｅ、Ｐｃ／Ｄｅ）値を満たす熱交換器であれば、Ｎｏ.１
６の熱交換器よりも高性能化でき軽量化できる。

本発明の一実施形態に係る熱交換器を示すもので、図１（ａ）は管軸を含む断面で一部を破断した側面図、図１（ｂ）は図１（ａ）のＡ−Ａ断面図である。 図１の外管を示すもので、図２（ａ）は一部を破断した側面図、図２（ｂ）は図２（ａ）のＢ部の拡大断面図である。 本発明の他の実施形態に係る熱交換器に用いられる外管を示す一部を破断した側面図である。 従来の熱交換器を示す横断面図である。 実施例で検討した表１のＮｏ.１〜１５の熱交換器を、表１の従来構造であるＮｏ.１６の熱交換器と同等性能にしたときのＮｏ.１６の熱交換器の重量に対する重量比と、Ｐｃ／Ｄｅ値とでプロットしたグラフである。 表１のＮｏ.１６の熱交換器と同等性能、重量になる熱交換器の（Ｈｃ／Ｄｅ、Ｐｃ／Ｄｅ）値をプロットしたグラフである。

符号の説明

１ 熱交換器
２ 内管
２１ 伝熱管
２２ 漏洩検知管
３ 外管
４ コルゲート溝
５ 外管
６ コルゲート溝
Ｈｃ コルゲート溝の深さ
Ｐｃ 管軸方向に隣り合うコルゲート溝の間隔
Ｄｅ 外管の最大内径ＩＤと内管の外径ｄｏとの差
Ｔａ 管軸

Claims (3)

1. 冷媒を通す内管と、前記内管の外側に配置され、前記内管との間に水を通す外管とを備えた熱交換器において、
   前記外管にはコルゲート加工によりスパイラル状のコルゲート溝が形成されており、前記コルゲート溝の深さをＨｃ、管軸方向に隣り合う前記コルゲート溝の間隔をＰｃ、前記外管の最大内径と前記内管の外径との差をＤｅとすると、Ｐｃ／Ｄｅ≦５６０×（Ｈｃ／Ｄｅ）^２−７０×（Ｈｃ／Ｄｅ）＋２.５であり、かつＨｃ／Ｄｅ≧０.０９を満たすことを特徴とする熱交換器。
2. 前記外管の管軸と前記コルゲート溝とのなす角が、４０°以上であることを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記外管にはスパイラル状の前記コルゲート溝が、１条〜３条で形成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。