空調装置用熱交換器
【課題】フィンとチューブとの配列を最適化することで空気流路を十分に確保し、且つ空気抵抗を減少させることで熱伝逹量を最大化させることができるフィン−チューブ熱交換器を提供する。
【解決手段】熱交換器は、所定間隔を置いて配置された複数のフィン１０と、複数の段と複数の列をなしながらフィン１０を貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブ２０と、を具備し、空気の流れに対して垂直な熱交換器の全体断面積に対するフィンとチューブとの間に形成される全体空気流路断面積の割合が０．６ないし０．９であり、互いに隣接した一対のフィンの間で１列のチューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下になるようにした構成を有する。
【解決手段】熱交換器は、所定間隔を置いて配置された複数のフィン１０と、複数の段と複数の列をなしながらフィン１０を貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブ２０と、を具備し、空気の流れに対して垂直な熱交換器の全体断面積に対するフィンとチューブとの間に形成される全体空気流路断面積の割合が０．６ないし０．９であり、互いに隣接した一対のフィンの間で１列のチューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下になるようにした構成を有する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調装置用熱交換器に係り、特に、冷暖房兼用空調装置の室外熱交換器として利用されるフィン−チューブ方式の熱交換器に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、空調装置は、冷凍サイクルまたはヒートポンプサイクルにより室内の温度を外気の温度に関わらず好適な温度に保つものであって、その内部を冷媒が流れながら周辺空気と熱交換をする熱交換器を具備する。
近年、冷凍サイクル及びヒートポンプサイクルを単一の空調装置で実現し、選択的に室内の冷暖房を遂行することができる冷暖房兼用の空調装置の普及が増加しつつある。
通常、空調装置は、室内熱交換器、圧縮機、室外熱交換器、膨張バルブとから構成される。冷房運転の場合、室内熱交換器は蒸発機として作用し、室外熱交換器は凝縮機として作用して、低温・低圧の液体状態の冷媒が室内熱交換器を通過しながら室内の熱を吸収し蒸発することで冷房が行なわれる。これと逆に、暖房運転の場合、室内熱交換器が凝縮機として作用し、室外熱交換器は蒸発機として作用して、圧縮機から吐出される高温・高圧のガス状態の冷媒が室内熱交換器を通過しながら室内に熱を放出することで暖房が行なわれる。
空調装置用熱交換器としては、フィン−チューブ（ｆｉｎ−ｔｕｂｅ）方式の熱交換器が広く使用されている（例として、特許文献１参照）。フィン−チューブ熱交換器は、所定間隔を置いて並列する複数のフィンと、複数のフィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れる複数のチューブとからなる。
この種のフィン−チューブ熱交換器では、空気がフィンとチューブとの間を通過することで、チューブ内を流れる冷媒と空気との間で熱交換が行われる。したがって、熱交換器における熱伝逹量は、フィンとチューブの配列によって影響されるようになる。
一般に、熱伝逹量は、空気と熱交換器の熱交換面積に比例し、空気が熱交換器を通過する時の空気抵抗に反比例し、空気の流速に比例する。したがって、熱伝逹量を大きくするためには、熱交換面積を大きくするか、空気の抵抗を最小化することが必要である。しかしながら、熱交換面積を大きくすることは熱交換器の全体大きさの増大を招くことがあるため、熱交換器の大きさを増大させることなく空気抵抗を最小化できるようにフィンとチューブを配列することが求められる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００６−１７０５０６号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の目的はフィンとチューブの配列を最適化して空気流路を充分に確保して空気抵抗を減少させることで熱伝逹量を最大化させることができるフィン−チューブ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】
【０００５】
上記のような本発明の目的を達成するために、本発明の一実施形態による熱交換器は、所定間隔を置いて配置された複数のフィンと、複数の段と複数の列をなしながら上記フィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブと、を具備し、空気の流れに対して垂直な上記熱交換器の全体断面積に対する上記フィンと上記チューブとの間に形成される全体空気流路断面積の割合が０．６ないし０．９になるように構成される。
また、本発明の一実施形態による熱交換器は、互いに隣接した一対のフィンの間で１列のチューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下になるように構成される。
また、本発明の一実施形態による熱交換器は、空気が吹いてくる方向を基準に、前列の隣り合う一対のチューブの中心とそれに隣接する後列の一つのチューブの中心とが互いに三角形をなすように配置され、上記三角形において後列のチューブ中心を頂点とする内角の角度が６０°ないし９０°の範囲で選択されるように構成される。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の一実施形態によれば、空気流路を十分に確保することができ、空気抵抗を減少させることにより熱伝逹量を理論設計値に近いように向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
【図１】本発明の一実施形態による熱交換器の斜視図である。
【図２】本発明の一実施形態による熱交換器の一部正面図である。
【図３】本発明の一実施形態による熱交換器の一部正面図であって、空気流路断面比を説明するための図である。
【図４】空気流路断面比による熱伝逹量の変化を示したグラフである。
【図５】本発明の一実施形態による熱交換器の一部正面図であって、空気流路断面均等比を説明するための図である。
【図６】本発明の一実施形態による熱交換器の側面図であって、３列１６段熱交換器を簡略に示した図である。
【図７】空気流路断面均等比による熱伝逹量の変化を示したグラフである。
【図８】本発明の一実施形態による熱交換器の一部側面図である。
【図９】前列と後列でのチューブの配置角度による熱伝逹量の変化を示したグラフである。
【図１０】前列と後列でのチューブの配置角度による空気抵抗率の変化を示したグラフである。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
以下、添付した図面を参照して本発明の一実施形態について詳細に説明する。
図１及び図２に示したように、本発明の一実施形態による熱交換器は、所定間隔を置いて配置された複数のフィン１０と、フィン１０を貫通して複数の段と複数の列に設置されるチューブ２０とを具備する。
複数のチューブ２０は、両端において相互に連結管３０によって連結され、その内部を冷媒が流れるようになる。
本明細書において、「列（ｒｏｗ）」とは、図１において横軸方向へのチューブ２０の配列を、「段（ｃｏｌｕｍｎ）」とは、図１において縦軸方向へのチューブ２０の配列のことをいう。
また、本明細書においてフィン１０間の間隔を「ピッチ（ｐｉｔｃｈ）」と定義することにする。
このような熱交換器において、空気がフィン１０とチューブ２０との間を通過しながらチューブ２０内部を流れる冷媒と熱交換をするようになる。
本実施形態では、空気と冷媒との間での熱伝逹量を最大化することができる、フィン１０とチューブ２０の最適の配置構造を得るために様々な設計因子を設定し、これに対する実験を遂行した。
［設計因子１］空気流路断面比
先ず、第一の設計因子として、空気の流れに対して垂直な熱交換器の断面積に対するフィン１０とチューブ２０との間に形成された空気流路断面積の割合が挙げられる。
本明細書では、この割合を「空気流路断面比」と定義する。
図３に示したように、単位１列における熱交換器の断面積Ａtotalは、次式１のようにチューブ２０の長さＬと、フィン１０の高さＨの積で示すことができる。
【０００９】
【数１】
【００１０】
そして、空気流路の面積Ａair（図３における実線部分）は、熱交換器の断面積Ａtotalからフィン１０とチューブ２０の断面積を差し引いた値である。すなわち、空気流路の断面積Ａairは、次式２のように求められる。
【００１１】
【数２】
【００１２】
上記式２において、Ｄはチューブ２０の直径を、Ｎtはチューブの個数を、Ｔはフィン１０の厚さを、Ｎfはフィン１０の個数をそれぞれ意味する。また、上記式２における（Ｄ×Ｌ×Ｎt＋Ｔ×Ｈ×Ｎf）項目は、フィン１０とチューブ２０の断面積を個別に合算したものを示し、（Ｔ×Ｄ×Ｎt×Ｎf）項目は、フィン１０とチューブ２０とが重なり合う部分の断面積を示す。
ここで、空気流路断面比は、熱交換器の断面積Ａtotalに対する空気流路の断面積Ａairの比であるので、次式３のように示すことができる。
【００１３】
【数３】
【００１４】
理論設計値に近い熱伝逹量が得られる空気流路断面比を求めるために、次のような熱交換器モデルと実験条件下で実験を遂行した。
＜実験１＞
１）実験対象の熱交換器
−３列１６段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．２ｋＷ）（図６参照）、及び
４列１２段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．５ｋＷ）
−チューブ２０の直径Ｄ：７ｍｍ
−フィン１０の厚さＴ：０．１２ｍｍ
−フィン１０のピッチ：１４ｍｍ
２）実験条件
−乾球温度：３０．９６℃
−湿球温度：２４．２８℃
−密度：１．１１ｋｇ／ｍ3
−送風ファン回転数：７０５ｒｐｍ
−平均空気流速：２．１ｍ／ｓ
−実験回数：３回実施後のデータ平均
上記のような条件下で実験を行なった結果が、次の表１と図４のグラフにてまとめられている。
【００１５】
【表１】
【００１６】
表１から分かるように、３列１６段熱交換器の場合、空気流路断面比が０．６以上の時に理論設計値（３．２ｋＷ）の８５％以上の熱伝逹量が得られ、同様に４列１２段熱交換器の場合も、空気流路断面比が０．６以上の時に理論設計値（３．５ｋＷ）の８５％以上の熱伝逹量が得られることが分かる。しかし、空気流路断面比は１．０を超過することができず、空気流路断面比が１．０に近くなるほど熱交換器全体の大きさが大きくならなければならないため、１．０に近い値も適切ではない。
したがって、空気流路断面比は０．６〜０．９の範囲に設定されることが好ましい。
［設計因子２］空気流路断面均等比
第二の設計因子として、単位１ピッチのフィン１０の間において単位１列のチューブ２０によって区画される空気流路断面積の均等比が挙げられる。本明細書では、これを「空気流路断面均等比」と定義する。
図５及び図６に示したように、フィン１０の単位１ピッチ当たりチューブ２０の間にｎ個の空気流路断面積Ａ1、Ａ2、Ａ3、…、Ａnが存在する時、第ｎの空気流路断面積Ａnの空気流路断面均等比は、全体断面積Ａ1、Ａ2、Ａ3、…、Ａnの平均値Ａaveに対する当該空気流路断面積Ａnの割合として、次式４のように示すことができる。
【００１７】
【数４】
【００１８】
実験から、空気流路断面均等比が０．５以下である空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積の個数の２０％以下である場合に、熱伝逹量の理論設計値の８５％を満足することが分かった。
図５の場合を例に挙げると、３個の空気流路断面積Ａ1、Ａ2、Ａ3の空気流路断面均等比がそれぞれ０．５、２．０、０．５である場合、均等比が０．５以下の空気流路断面積は２個（Ａ1、Ａ3）であるので、全体空気流路断面積の個数の約６６％である。
空気流路断面均等比が０．５であるということは、当該断面積が平均断面積Ａaveの１／２にしかならないことであって、これは、空気抵抗が増加する要因が大きいということを意味する。
したがって、０．５の空気流路断面均等比を悪条件と想定し、０．５以下になる空気流路断面積の個数を各５％、１０％、１５％、２０％、２５％、３０％、３５％、４０％に変化させながら実験した結果、２０％以下になると熱交換器の性能低下が回避できることが分かった。
具体的に、次のような熱交換器モデルと条件下で実験を遂行した。
＜実験２＞
１）実験対象の熱交換器
−３列１６段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．２ｋＷ）、及び
４列１２段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．５ｋＷ）
−チューブ２０の直径Ｄ：７ｍｍ
−フィン１０の厚さＴ：０．１２ｍｍ
−フィン１０のピッチ：１４ｍｍ
２）実験条件
−乾球温度：３０．９６℃
−湿球温度：２４．２８℃
−密度：１．１１ｋｇ／ｍ3
−送風ファン回転数：７０５ｒｐｍ
−平均空気流速：２．１ｍ／ｓ
−実験回数：３回実施後のデータ平均
３）実験方法
−空気流路断面均等比が０．５以下である断面積個数が総個数の５％、１０％、１５％、２０％、２５％、３０％、３５％、４０％であるそれぞれの場合における熱伝逹量の測定。
上記のような条件下で実験を行なった結果が、次の表２と図７のグラフにてまとめられている。
【００１９】
【表２】
【００２０】
表２から分かるように、空気流路断面均等比が０．５以下である断面積個数が総個数の２０％以下である時、３列１６段熱交換器（図６）と４列１２段熱交換器の両方において熱伝逹量の理論設計値（３列１６段熱交換器：３．２ｋＷ、４列１２段熱交換器：３．５ｋＷ）の８５％以上の熱伝逹量が得られることが分かる。
［設計因子３］前列と後列におけるチューブの配置
第三の設計因子として、複数のチューブ２０列において空気が吹いてくる方向を基準にした前列と後列のチューブの配置が挙げられる。具体的に、図８に示したように、空気が吹いてくる方向（矢印方向）を基準にして、前列の隣り合う２個のチューブの中心２１、２２とそれに隣接する後列の１個のチューブの中心２３とを連結したときに三角形をなすようにすると空気抵抗を低減することができる。
特に、実験から、このような三角形における後列のチューブの中心２３を頂点とする内角αの角度が６０°〜９０°の条件で空気流れが熱伝逹量に最も良い影響を及ぼすことが分かった。
具体的に、次のような熱交換器モデルと条件下で実験を遂行した。
＜実験３＞
１）実験対象の熱交換器
−４列１２段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．５ｋＷ）
−チューブ２０の直径Ｄ：７ｍｍ
−フィン１０の厚さＴ：０．１２ｍｍ
−フィン１０のピッチ：１４ｍｍ
２）実験条件
−乾球温度：３０．９６℃
−湿球温度：２４．２８℃
−密度：１．１１ｋｇ／ｍ3
−送風ファン回転数：７０５ｒｐｍ
−平均空気流速：２．１ｍ／ｓ
−実験回数：３回実施後のデータ平均
３）実験方法
−空気流速を０．３ｍ／ｓから２．４ｍ／ｓまで変更しながら後列のチューブの中心２３を頂点とした内角αの影響を把握する。
−１次試験：前列の２個のチューブの中心２１、２２間の距離（段ピッチ）は２２ｍｍに、前列のチューブの中心２１、２２間の距離（列ピッチ）は１４ｍｍに固定した状態で内角αを変化させながら熱伝逹量を測定。
−２次試験：段ピッチを固定し列ピッチを変更しながら内角αを変化させて熱伝逹量を測定。
−３次試験：列ピッチを固定し段ピッチを変更しながら内角αを変化させて熱伝逹量を測定。
上記のような条件下で実験を行なった結果が、次の表３と図９のグラフにてまとめられている。
【００２１】
【表３】
【００２２】
表３から分かるように、後列のチューブの中心２３を頂点とする内角αの角度を５０°から１１０°まで変化させた結果、８０°である時に全体として最も大きな熱伝逹量が得られるが、室外ファンモーターの最高風量である２．１ｍ／ｓの空気流速で比較した時、内角αの角度が６０〜９０°の範囲で熱伝逹量理論設計値（３．５ｋＷ）の９０％に近い熱伝逹量が得られることが分かる。また、最も熱伝逹量が高かった８０°での値を基準とした時、６０〜９０°で９０％以上の値が得られた。したがって、内角αの角度は６０〜９０°の範囲で設定されれば良い。
一方、図１０のグラフは、内角αの変化による空気抵抗と熱伝逹量の変化を比較したグラフである。図１０のグラフにおいて、水平軸は内角αの角度を、左側垂直軸は後列のチューブが存在しない場合と比較した空気抵抗率％を、右側の垂直軸は熱伝逹量をそれぞれ示す。
図１０のグラフから分かるように、内角αの角度が増加するにつれて空気抵抗が増加した。これは、前列の２個のチューブの間に後列の１個のチューブが位置することで空気抵抗が大きくなることを意味する。しかし、熱伝逹量は空気抵抗の増加と関係なく８０°近傍で最も大きいが、これは、前列のチューブの後面において空気流れが発生し、これが却って熱交換に有利に作用したためである。
なお、以上で挙げた設計因子１ないし３の条件のうち、２つ以上の条件を同時に満足する場合に最も良好な効果を発揮することができる。
以上では本発明の特定の好適な実施形態について図示し説明した。しかし、本発明が上述した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲で請求する本発明の要旨を逸脱しない範囲内で当該発明の属する技術分野における通常の知識を有する者ならば誰でも種々の変形実施が可能であることはいうまでもない。
【符号の説明】
【００２３】
１０ フィン
２０ チューブ
３０ 連結管
【技術分野】
【０００１】
本発明は、空調装置用熱交換器に係り、特に、冷暖房兼用空調装置の室外熱交換器として利用されるフィン−チューブ方式の熱交換器に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、空調装置は、冷凍サイクルまたはヒートポンプサイクルにより室内の温度を外気の温度に関わらず好適な温度に保つものであって、その内部を冷媒が流れながら周辺空気と熱交換をする熱交換器を具備する。
近年、冷凍サイクル及びヒートポンプサイクルを単一の空調装置で実現し、選択的に室内の冷暖房を遂行することができる冷暖房兼用の空調装置の普及が増加しつつある。
通常、空調装置は、室内熱交換器、圧縮機、室外熱交換器、膨張バルブとから構成される。冷房運転の場合、室内熱交換器は蒸発機として作用し、室外熱交換器は凝縮機として作用して、低温・低圧の液体状態の冷媒が室内熱交換器を通過しながら室内の熱を吸収し蒸発することで冷房が行なわれる。これと逆に、暖房運転の場合、室内熱交換器が凝縮機として作用し、室外熱交換器は蒸発機として作用して、圧縮機から吐出される高温・高圧のガス状態の冷媒が室内熱交換器を通過しながら室内に熱を放出することで暖房が行なわれる。
空調装置用熱交換器としては、フィン−チューブ（ｆｉｎ−ｔｕｂｅ）方式の熱交換器が広く使用されている（例として、特許文献１参照）。フィン−チューブ熱交換器は、所定間隔を置いて並列する複数のフィンと、複数のフィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れる複数のチューブとからなる。
この種のフィン−チューブ熱交換器では、空気がフィンとチューブとの間を通過することで、チューブ内を流れる冷媒と空気との間で熱交換が行われる。したがって、熱交換器における熱伝逹量は、フィンとチューブの配列によって影響されるようになる。
一般に、熱伝逹量は、空気と熱交換器の熱交換面積に比例し、空気が熱交換器を通過する時の空気抵抗に反比例し、空気の流速に比例する。したがって、熱伝逹量を大きくするためには、熱交換面積を大きくするか、空気の抵抗を最小化することが必要である。しかしながら、熱交換面積を大きくすることは熱交換器の全体大きさの増大を招くことがあるため、熱交換器の大きさを増大させることなく空気抵抗を最小化できるようにフィンとチューブを配列することが求められる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００６−１７０５０６号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の目的はフィンとチューブの配列を最適化して空気流路を充分に確保して空気抵抗を減少させることで熱伝逹量を最大化させることができるフィン−チューブ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】
【０００５】
上記のような本発明の目的を達成するために、本発明の一実施形態による熱交換器は、所定間隔を置いて配置された複数のフィンと、複数の段と複数の列をなしながら上記フィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブと、を具備し、空気の流れに対して垂直な上記熱交換器の全体断面積に対する上記フィンと上記チューブとの間に形成される全体空気流路断面積の割合が０．６ないし０．９になるように構成される。
また、本発明の一実施形態による熱交換器は、互いに隣接した一対のフィンの間で１列のチューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下になるように構成される。
また、本発明の一実施形態による熱交換器は、空気が吹いてくる方向を基準に、前列の隣り合う一対のチューブの中心とそれに隣接する後列の一つのチューブの中心とが互いに三角形をなすように配置され、上記三角形において後列のチューブ中心を頂点とする内角の角度が６０°ないし９０°の範囲で選択されるように構成される。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の一実施形態によれば、空気流路を十分に確保することができ、空気抵抗を減少させることにより熱伝逹量を理論設計値に近いように向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００７】
【図１】本発明の一実施形態による熱交換器の斜視図である。
【図２】本発明の一実施形態による熱交換器の一部正面図である。
【図３】本発明の一実施形態による熱交換器の一部正面図であって、空気流路断面比を説明するための図である。
【図４】空気流路断面比による熱伝逹量の変化を示したグラフである。
【図５】本発明の一実施形態による熱交換器の一部正面図であって、空気流路断面均等比を説明するための図である。
【図６】本発明の一実施形態による熱交換器の側面図であって、３列１６段熱交換器を簡略に示した図である。
【図７】空気流路断面均等比による熱伝逹量の変化を示したグラフである。
【図８】本発明の一実施形態による熱交換器の一部側面図である。
【図９】前列と後列でのチューブの配置角度による熱伝逹量の変化を示したグラフである。
【図１０】前列と後列でのチューブの配置角度による空気抵抗率の変化を示したグラフである。
【発明を実施するための形態】
【０００８】
以下、添付した図面を参照して本発明の一実施形態について詳細に説明する。
図１及び図２に示したように、本発明の一実施形態による熱交換器は、所定間隔を置いて配置された複数のフィン１０と、フィン１０を貫通して複数の段と複数の列に設置されるチューブ２０とを具備する。
複数のチューブ２０は、両端において相互に連結管３０によって連結され、その内部を冷媒が流れるようになる。
本明細書において、「列（ｒｏｗ）」とは、図１において横軸方向へのチューブ２０の配列を、「段（ｃｏｌｕｍｎ）」とは、図１において縦軸方向へのチューブ２０の配列のことをいう。
また、本明細書においてフィン１０間の間隔を「ピッチ（ｐｉｔｃｈ）」と定義することにする。
このような熱交換器において、空気がフィン１０とチューブ２０との間を通過しながらチューブ２０内部を流れる冷媒と熱交換をするようになる。
本実施形態では、空気と冷媒との間での熱伝逹量を最大化することができる、フィン１０とチューブ２０の最適の配置構造を得るために様々な設計因子を設定し、これに対する実験を遂行した。
［設計因子１］空気流路断面比
先ず、第一の設計因子として、空気の流れに対して垂直な熱交換器の断面積に対するフィン１０とチューブ２０との間に形成された空気流路断面積の割合が挙げられる。
本明細書では、この割合を「空気流路断面比」と定義する。
図３に示したように、単位１列における熱交換器の断面積Ａtotalは、次式１のようにチューブ２０の長さＬと、フィン１０の高さＨの積で示すことができる。
【０００９】
【数１】
【００１０】
そして、空気流路の面積Ａair（図３における実線部分）は、熱交換器の断面積Ａtotalからフィン１０とチューブ２０の断面積を差し引いた値である。すなわち、空気流路の断面積Ａairは、次式２のように求められる。
【００１１】
【数２】
【００１２】
上記式２において、Ｄはチューブ２０の直径を、Ｎtはチューブの個数を、Ｔはフィン１０の厚さを、Ｎfはフィン１０の個数をそれぞれ意味する。また、上記式２における（Ｄ×Ｌ×Ｎt＋Ｔ×Ｈ×Ｎf）項目は、フィン１０とチューブ２０の断面積を個別に合算したものを示し、（Ｔ×Ｄ×Ｎt×Ｎf）項目は、フィン１０とチューブ２０とが重なり合う部分の断面積を示す。
ここで、空気流路断面比は、熱交換器の断面積Ａtotalに対する空気流路の断面積Ａairの比であるので、次式３のように示すことができる。
【００１３】
【数３】
【００１４】
理論設計値に近い熱伝逹量が得られる空気流路断面比を求めるために、次のような熱交換器モデルと実験条件下で実験を遂行した。
＜実験１＞
１）実験対象の熱交換器
−３列１６段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．２ｋＷ）（図６参照）、及び
４列１２段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．５ｋＷ）
−チューブ２０の直径Ｄ：７ｍｍ
−フィン１０の厚さＴ：０．１２ｍｍ
−フィン１０のピッチ：１４ｍｍ
２）実験条件
−乾球温度：３０．９６℃
−湿球温度：２４．２８℃
−密度：１．１１ｋｇ／ｍ3
−送風ファン回転数：７０５ｒｐｍ
−平均空気流速：２．１ｍ／ｓ
−実験回数：３回実施後のデータ平均
上記のような条件下で実験を行なった結果が、次の表１と図４のグラフにてまとめられている。
【００１５】
【表１】
【００１６】
表１から分かるように、３列１６段熱交換器の場合、空気流路断面比が０．６以上の時に理論設計値（３．２ｋＷ）の８５％以上の熱伝逹量が得られ、同様に４列１２段熱交換器の場合も、空気流路断面比が０．６以上の時に理論設計値（３．５ｋＷ）の８５％以上の熱伝逹量が得られることが分かる。しかし、空気流路断面比は１．０を超過することができず、空気流路断面比が１．０に近くなるほど熱交換器全体の大きさが大きくならなければならないため、１．０に近い値も適切ではない。
したがって、空気流路断面比は０．６〜０．９の範囲に設定されることが好ましい。
［設計因子２］空気流路断面均等比
第二の設計因子として、単位１ピッチのフィン１０の間において単位１列のチューブ２０によって区画される空気流路断面積の均等比が挙げられる。本明細書では、これを「空気流路断面均等比」と定義する。
図５及び図６に示したように、フィン１０の単位１ピッチ当たりチューブ２０の間にｎ個の空気流路断面積Ａ1、Ａ2、Ａ3、…、Ａnが存在する時、第ｎの空気流路断面積Ａnの空気流路断面均等比は、全体断面積Ａ1、Ａ2、Ａ3、…、Ａnの平均値Ａaveに対する当該空気流路断面積Ａnの割合として、次式４のように示すことができる。
【００１７】
【数４】
【００１８】
実験から、空気流路断面均等比が０．５以下である空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積の個数の２０％以下である場合に、熱伝逹量の理論設計値の８５％を満足することが分かった。
図５の場合を例に挙げると、３個の空気流路断面積Ａ1、Ａ2、Ａ3の空気流路断面均等比がそれぞれ０．５、２．０、０．５である場合、均等比が０．５以下の空気流路断面積は２個（Ａ1、Ａ3）であるので、全体空気流路断面積の個数の約６６％である。
空気流路断面均等比が０．５であるということは、当該断面積が平均断面積Ａaveの１／２にしかならないことであって、これは、空気抵抗が増加する要因が大きいということを意味する。
したがって、０．５の空気流路断面均等比を悪条件と想定し、０．５以下になる空気流路断面積の個数を各５％、１０％、１５％、２０％、２５％、３０％、３５％、４０％に変化させながら実験した結果、２０％以下になると熱交換器の性能低下が回避できることが分かった。
具体的に、次のような熱交換器モデルと条件下で実験を遂行した。
＜実験２＞
１）実験対象の熱交換器
−３列１６段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．２ｋＷ）、及び
４列１２段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．５ｋＷ）
−チューブ２０の直径Ｄ：７ｍｍ
−フィン１０の厚さＴ：０．１２ｍｍ
−フィン１０のピッチ：１４ｍｍ
２）実験条件
−乾球温度：３０．９６℃
−湿球温度：２４．２８℃
−密度：１．１１ｋｇ／ｍ3
−送風ファン回転数：７０５ｒｐｍ
−平均空気流速：２．１ｍ／ｓ
−実験回数：３回実施後のデータ平均
３）実験方法
−空気流路断面均等比が０．５以下である断面積個数が総個数の５％、１０％、１５％、２０％、２５％、３０％、３５％、４０％であるそれぞれの場合における熱伝逹量の測定。
上記のような条件下で実験を行なった結果が、次の表２と図７のグラフにてまとめられている。
【００１９】
【表２】
【００２０】
表２から分かるように、空気流路断面均等比が０．５以下である断面積個数が総個数の２０％以下である時、３列１６段熱交換器（図６）と４列１２段熱交換器の両方において熱伝逹量の理論設計値（３列１６段熱交換器：３．２ｋＷ、４列１２段熱交換器：３．５ｋＷ）の８５％以上の熱伝逹量が得られることが分かる。
［設計因子３］前列と後列におけるチューブの配置
第三の設計因子として、複数のチューブ２０列において空気が吹いてくる方向を基準にした前列と後列のチューブの配置が挙げられる。具体的に、図８に示したように、空気が吹いてくる方向（矢印方向）を基準にして、前列の隣り合う２個のチューブの中心２１、２２とそれに隣接する後列の１個のチューブの中心２３とを連結したときに三角形をなすようにすると空気抵抗を低減することができる。
特に、実験から、このような三角形における後列のチューブの中心２３を頂点とする内角αの角度が６０°〜９０°の条件で空気流れが熱伝逹量に最も良い影響を及ぼすことが分かった。
具体的に、次のような熱交換器モデルと条件下で実験を遂行した。
＜実験３＞
１）実験対象の熱交換器
−４列１２段熱交換器（熱伝逹量理論設計値：３．５ｋＷ）
−チューブ２０の直径Ｄ：７ｍｍ
−フィン１０の厚さＴ：０．１２ｍｍ
−フィン１０のピッチ：１４ｍｍ
２）実験条件
−乾球温度：３０．９６℃
−湿球温度：２４．２８℃
−密度：１．１１ｋｇ／ｍ3
−送風ファン回転数：７０５ｒｐｍ
−平均空気流速：２．１ｍ／ｓ
−実験回数：３回実施後のデータ平均
３）実験方法
−空気流速を０．３ｍ／ｓから２．４ｍ／ｓまで変更しながら後列のチューブの中心２３を頂点とした内角αの影響を把握する。
−１次試験：前列の２個のチューブの中心２１、２２間の距離（段ピッチ）は２２ｍｍに、前列のチューブの中心２１、２２間の距離（列ピッチ）は１４ｍｍに固定した状態で内角αを変化させながら熱伝逹量を測定。
−２次試験：段ピッチを固定し列ピッチを変更しながら内角αを変化させて熱伝逹量を測定。
−３次試験：列ピッチを固定し段ピッチを変更しながら内角αを変化させて熱伝逹量を測定。
上記のような条件下で実験を行なった結果が、次の表３と図９のグラフにてまとめられている。
【００２１】
【表３】
【００２２】
表３から分かるように、後列のチューブの中心２３を頂点とする内角αの角度を５０°から１１０°まで変化させた結果、８０°である時に全体として最も大きな熱伝逹量が得られるが、室外ファンモーターの最高風量である２．１ｍ／ｓの空気流速で比較した時、内角αの角度が６０〜９０°の範囲で熱伝逹量理論設計値（３．５ｋＷ）の９０％に近い熱伝逹量が得られることが分かる。また、最も熱伝逹量が高かった８０°での値を基準とした時、６０〜９０°で９０％以上の値が得られた。したがって、内角αの角度は６０〜９０°の範囲で設定されれば良い。
一方、図１０のグラフは、内角αの変化による空気抵抗と熱伝逹量の変化を比較したグラフである。図１０のグラフにおいて、水平軸は内角αの角度を、左側垂直軸は後列のチューブが存在しない場合と比較した空気抵抗率％を、右側の垂直軸は熱伝逹量をそれぞれ示す。
図１０のグラフから分かるように、内角αの角度が増加するにつれて空気抵抗が増加した。これは、前列の２個のチューブの間に後列の１個のチューブが位置することで空気抵抗が大きくなることを意味する。しかし、熱伝逹量は空気抵抗の増加と関係なく８０°近傍で最も大きいが、これは、前列のチューブの後面において空気流れが発生し、これが却って熱交換に有利に作用したためである。
なお、以上で挙げた設計因子１ないし３の条件のうち、２つ以上の条件を同時に満足する場合に最も良好な効果を発揮することができる。
以上では本発明の特定の好適な実施形態について図示し説明した。しかし、本発明が上述した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲で請求する本発明の要旨を逸脱しない範囲内で当該発明の属する技術分野における通常の知識を有する者ならば誰でも種々の変形実施が可能であることはいうまでもない。
【符号の説明】
【００２３】
１０ フィン
２０ チューブ
３０ 連結管
【特許請求の範囲】
【請求項１】
所定間隔を置いて配置された複数のフィンと、複数の段と複数の列をなしながら前記フィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブと、を具備する空調装置用熱交換器において、
空気の流れに対して垂直な前記熱交換器の全体断面積に対する前記フィンと前記チューブとの間に形成される全体空気流路断面積の割合が０．６ないし０．９であり、
互いに隣接した一対の前記フィンの間で１列の前記チューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下であることを特徴とする空調装置用熱交換器。
【請求項２】
空気が吹いてくる方向を基準に、前列の隣り合う一対のチューブの中心とそれに隣接する後列の一つのチューブの中心とが互いに三角形をなすように配置され、
前記三角形において後列のチューブの中心を頂点とする内角の角度が６０°ないし９０°であることを特徴とする請求項１に記載の空調装置用熱交換器。
【請求項３】
所定間隔を置いて配置された複数のフィンと、複数の段と複数の列をなしながら前記フィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブと、を具備し、
互いに隣接した一対の前記フィンの間で１列の前記チューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下であり、
空気が吹いてくる方向を基準に、前列の隣り合う一対のチューブの中心とそれに隣接する後列の一つのチューブの中心とが互いに三角形をなすように配置され、前記三角形において後列のチューブの中心を頂点とする内角の角度が６０°ないし９０°であることを特徴とする空調装置用熱交換器。
【請求項１】
所定間隔を置いて配置された複数のフィンと、複数の段と複数の列をなしながら前記フィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブと、を具備する空調装置用熱交換器において、
空気の流れに対して垂直な前記熱交換器の全体断面積に対する前記フィンと前記チューブとの間に形成される全体空気流路断面積の割合が０．６ないし０．９であり、
互いに隣接した一対の前記フィンの間で１列の前記チューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下であることを特徴とする空調装置用熱交換器。
【請求項２】
空気が吹いてくる方向を基準に、前列の隣り合う一対のチューブの中心とそれに隣接する後列の一つのチューブの中心とが互いに三角形をなすように配置され、
前記三角形において後列のチューブの中心を頂点とする内角の角度が６０°ないし９０°であることを特徴とする請求項１に記載の空調装置用熱交換器。
【請求項３】
所定間隔を置いて配置された複数のフィンと、複数の段と複数の列をなしながら前記フィンを貫通して設置されその内部を冷媒が流れるチューブと、を具備し、
互いに隣接した一対の前記フィンの間で１列の前記チューブによって区画される複数の空気流路断面積の平均値に対する各空気流路断面積の割合が０．５以下の空気流路断面積の個数が全体空気流路断面積個数の２０％以下であり、
空気が吹いてくる方向を基準に、前列の隣り合う一対のチューブの中心とそれに隣接する後列の一つのチューブの中心とが互いに三角形をなすように配置され、前記三角形において後列のチューブの中心を頂点とする内角の角度が６０°ないし９０°であることを特徴とする空調装置用熱交換器。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【公開番号】特開２０１０−１２７６１２（Ｐ２０１０−１２７６１２Ａ）
【公開日】平成２２年６月１０日（２０１０．６．１０）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−１９３８６１（Ｐ２００９−１９３８６１）
【出願日】平成２１年８月２５日（２００９．８．２５）
【出願人】（５０８３０３１３９）エルエス エムトロン リミテッド (16)
【公開日】平成２２年６月１０日（２０１０．６．１０）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年８月２５日（２００９．８．２５）
【出願人】（５０８３０３１３９）エルエス エムトロン リミテッド (16)
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