专利名称：热交换器和使用该热交换器的热泵装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及为了进行空气调节、冷冻、冷藏、供应热水等而在制冷剂和空气等气体 之间进行热交换的热交换器。本发明特别涉及在使用二氧化碳制冷剂的冷冻回路中例如用 作蒸发器的热交换器、以及使用该热交换器的热泵装置。
背景技术：
以往，众所周知的这种热泵式供应热水装置把由水热交换器加热后的供给热水贮 存在热水贮存容器中，并且把热水贮存容器中的温水提供给浴缸或厨房(例如参照专利文 献1 日本专利公开公报特开2006-46877号)。该热泵式供应热水装置的冷冻回路由压缩 机、蒸发器、膨胀阀和水热交换器(气体冷却器)构成。制冷剂使用二氧化碳。蒸发器由多 根传热管和多个传热片构成。多根传热管在径向上相互隔开间隔，并且排列在上下方向和 前后方向上。多个传热片在传热管的轴向上配置成相互隔开间隔。该蒸发器通过传热片， 在流经传热管的制冷剂和外部空气之间进行热交换。近年来，伴随使用这种热交换器的设备要求高性能化和小型化，需要对增加热交 换量、小型化和轻量化做进一步的改进。因此，提出了对这些方面进行了改进的翅片管型热 交换器(例如参照专利文献2 日本专利公开公报特开2005-9827号)。专利文献2的热交 换器由多根传热管和多个传热片构成。多根传热管在径向上相互隔开间隔，并且排列在上 下方向和前后方向上。多个传热片在传热管的轴向上配置成隔开间隔。专利文献2记载了 通过设定成该热交换器中的传热管的管外径D为D < 5mm、传热管的前后方向的管列 间距Ll为2. OT < Ll < 3. 4D、传热管的上下方向的管列间距L2为3. OD < L2 < 3. 9D，可 以实现增加热交换量、小型化和轻量化。蒸发器用的热交换器所采用的传热管通常是外径为6mm 7mm的铜管。此外，在 二氧化碳制冷剂流经该外径的铜管内的情况下，为了确保对制冷剂的高压力的耐压性能， 需要使传热管的壁厚至少为0. 4mm 0. 5mm。然而，为了得到足够的热交换能力，必须增加 传热管的根数。由于相应地增加了传热管的重量，所以使成本增加。因此，为了实现轻量化， 需要减小传热管的外径。而如果减小传热管的外径，则难以确保足够的热交换能力。如果过 度减小传热管的内径，则流经传热管内的制冷剂的压力损失变得非常大。因而使热交换能 力大幅度降低。传热管的外径、内径、壁厚、传热管的上下方向和前后方向上的各排列间距、 以及片间距等是影响热交换器的热交换能力和总重量的主要因素。因此，为了充分地确保 热交换能力，并且同时实现热交换器的小型化和轻量化，需要适当设定这些主要因素的值， 以便增加热交换器单位重量的热交换能力。然而，在以往的技术中，并没有尝试从增加热交换器单位重量的热交换能力的角 度，来适当设定上述主要因素的值。例如，专利文献2的发明把传热管的外径设定为Imm以 上、且小于5mm。可是，在该外径范围内，如果流经传热管内的制冷剂的压力损失急剧增加， 则热交换能力大幅度降低。根据发明人对压力损失的数值解析结果(参照图13)，在制冷 剂使用二氧化碳的情况下，流经传热管内的制冷剂的压力损失随着传热管内径小于4mm，呈
3指数函数方式增加。在使用以往的氟利昂类制冷剂(R410A)的情况下，该压力损失随着传 热管内径小于7mm，呈指数函数方式增加。内径4mm的传热管中的二氧化碳制冷剂的压力 损失值大体相当于内径7mm的传热管中的氟利昂类制冷剂的压力损失值。因此，如专利文 献2的发明那样，在把传热管外径设定为Imm以上、且小于5mm的情况下，在该范围的大部 分中，流经传热管内的二氧化碳制冷剂的压力损失极度增加。其结果，使热交换能力大幅度 降低。
发明内容
鉴于上述问题，本发明的目的在于提供一种热交换器和使用该热交换器的热泵装 置，该热交换器可以通过增加热交换器单位重量的热交换能力来得到足够的热交换能力， 并且可以实现小型化和轻量化。为了实现上述目的，本发明的热交换器包括多根传热管和多个传热片，多根所述 传热管在径向上相互隔开间隔，并且分别在上下方向和前后方向上排列，所述多个传热 片在所述传热管的轴向上配置成相互隔开间隔，二氧化碳制冷剂在所述传热管中流动， 所述热交换器的特征在于，所述传热管的外径D在5mm< D < 6mm的范围内，所述传热 管的壁厚t在0. 05XD ^ t ^ 0. 09XD的范围内，所述传热管的上下方向的间距Ll在 3XD彡Ll彡4. 2XD的范围内，所述传热管的前后方向的间距L2在2.6XD彡L2<3. 64XD 的范围内。在上述结构中，优选传热管的外径D在5mm彡D彡5. 5mm的范围内。由此，可以使 热交换器单位重量的热交换量最大。此外，在上述结构中，优选传热管的前后方向的列数N 在2 < N < 8的范围内，并且热交换器的传热片的宽度方向的间距Fp除以传热管的前后方 向的列数N所得的值Fp/N(以下称为片间距Fp/N)在0.5mm彡Fp/N彡0.9mm的范围内。由 此，可以使热交换器的单位开口面积和单位温差的热交换量最大。此外，为了实现上述目的，本发明的热泵装置把上述热交换器用作冷冻回路的蒸 发器。由此，可以提高热泵装置的单位动力的热交换能力。因此，可以使热泵装置的性能系 数(COP)比以往水平大幅度提高。按照本发明，可以把热交换器单位重量的热交换能力提高到最大或接近最大的水 平。因此，可以得到足够的热交换能力，并且可以实现热交换器的小型化和轻量化。此外，按 照本发明的优选实施方式，可以使热交换器的单位开口面积和单位温差的热交换量最大。 因此，可以进一步提高热交换能力，并且可以进一步使热交换器小型化和轻量化。
图1是热交换器的主视图。图2是热交换器的侧视图。图3是传热管的径向断面图。图4是表示热交换器单位重量的热交换量和传热管的前后方向间距L2/传热管外 径D(L2/D)的关系的图。图5是表示热交换器单位重量的热交换量和传热管的上下方向间距Li/传热管外 径D(L1/D)的关系的图。
图6是表示热交换器单位重量的热交换量和传热片的片间距Fp的关系的图。图7的(a)是表示送风时通过传热片之间的风速和压力损失的关系的图。图7的 (b)是表示送风时通过传热片之间的风速与单位开口面积和单位温差的热交换量的关系的 图。图8是表示传热管的上下方向间距Ll和热交换能力的关系的图。图9是表示传热管的前后方向间距L2和热交换能力的关系的图。图10是表示热交换器的制冷剂循环量和热交换能力的关系的图。图11是表示送风时通过传热片之间的风量和压力损失的关系的图。图12的(a)是表示送风时通过传热片之间的风速和压力损失的关系的图。图12 的(b)是表示送风时通过传热片之间的风速与单位开口面积和单位温差的热交换量的关 系的图。图13是表示传热管的内径和流经传热管内的制冷剂压力损失的关系的图。图14是采用本发明热交换器的热泵式供应热水装置的简要构成图。附图标记说 明1热交换器2传热管3传热片13蒸发器
具体实施例方式下面参照附图对本发明的实施方式进行具体说明。实施例1在图1和图2中，热交换器1具有多根传热管2和多个传热片3。多根传热管2在 径向上相互隔开间隔，分别排列在上下方向和前后方向上。多个传热片3在传热管2的轴向 上配置成相互隔开间隔。二氧化碳制冷剂在传热管2内流动。传热管2由在热交换器1的 宽度方向上延伸的铜管构成。该传热管2做成弯曲状，在热交换器1的宽度方向两侧弯曲。 传热片3由板状的铝构成，沿热交换器1的宽度方向以规定的片间距Fp配置。传热管2配 置成上下方向和前后方向相邻的传热管2之间由连接其中心的线形成正三角形。因此，前 后方向相邻的两个传热管2的中心之间的距离A与传热管2上下方向的间距Ll相等。由 此，传热管2前后方向的间距L2存在有L2 = LlXCOSine30°的关系。在图3中，传热管2做成其外径D在5mm彡D彡6mm的范围内，并且其壁厚t在 0. 05XD^t^ 0. 09XD的范围内。图13是表示发明人对以下关系进行数值解析的结果 的图，即，在使用二氧化碳制冷剂和氟利昂类制冷剂(R410A)的冷冻回路中，在制冷剂的蒸 发温度为6. 5°C (过热度5°C )、蒸发器出口温度为11. 5°C的情况下，传热管的内径和流经 传热管内的制冷剂压力损失的关系。如图13所示，在使用二氧化碳制冷剂的情况下，流经 传热管内的制冷剂的压力损失随着传热管内径小于4mm，呈指数函数方式增加。而在使用 以往的氟利昂类制冷剂(R410A)的情况下，该压力损失随着传热管内径小于7mm，呈指数函 数方式增加。内径4mm的传热管中的二氧化碳制冷剂的压力损失值大体相当于内径7mm的 传热管中的氟利昂制冷剂的压力损失值。因此，在使用二氧化碳制冷剂的情况下，优选使用内径4mm以上的传热管。在使用二氧化碳制冷剂的冷冻回路中，回路内的制冷剂压力例如 为 lOMPa。这是相当于氟利昂类制冷剂的大约3倍 4倍的高压。因此，传热管2 的壁厚必须能够承受该高压。然而，如果壁厚在所需要厚度以上，则会妨碍热交换器的轻量 化。因此，为了可以足够承受二氧化碳制冷剂的高压和实现热交换器1的轻量化，传热管2 的壁厚在外径D的5%以上、9%以下。通过把传热管2的外径D设定在5mm < D < 6mm的 范围内、并且把传热管2的壁厚设定在上述范围内，可以使传热管2的内径在4mm以上。因 此，可以避免制冷剂的压力损失过度增加，并且可以使热交换器轻量化。传热管2被配置成传热管2的上下方向的间距Ll在3XD彡Ll彡4. 2XD的范围 内、且传热管2的前后方向的间距L2在2.6XD彡3.64XD的范围内。如图4和图5 所示，当传热管2的上下方向的间距Ll在3XD < Ll < 4. 2XD的范围内、且传热管2的 前后方向的间距L2在2. 6XD彡L2彡3. 64XD的范围内时，装备了 5mm或6mm外径D的 传热管2的热交换器单位重量的热交换量比装备了 7mm外径D的传热管2的热交换器1单 位重量的热交换量变大。特别是在外径D为5mm时，单位重量的热交换量最大。因此，传 热管2的外径D最优选在5mm < D < 5. 5mm的范围内。传热管的前后方向的列数N优选在
的范围内。在传热管的列数N为1列或9列以上的情况下，热交换器单位重量的 热交换能力降低。传热片3优选配置成片间距Fp/N在0. 5mm彡Fp/N彡0. 9mm的范围内。如图6所 示，当片间距Fp/N在该范围内时，装备了 5mm或6mm外径D的传热管2的热交换器单位重 量的热交换量比装备了 7mm外径D的传热管2的热交换器单位重量的热交换量变大。在图7的(a)和(b)中，横轴所示的风速表示利用风扇向传热片3送出的风通过 传热片之间时的速度。纵轴所示的送风时的压力损失表示风以横轴所示的风速通过传热片 之间时的压力损失。纵轴所示的单位开口面积和单位温差的热交换量表示风以横轴所示的 风速通过传热片之间时的热交换量。图7的(a)表示热交换器1、热交换器(比较例)的送 风时压力损失和风速的关系曲线，该热交换器1装备了 5mm外径D和0. 3mm壁厚t的传热 管2，并且具有0. 5mm、0. 6mm、0. 75mm或0. 9mm的片间距Fp/N，该热交换器(比较例)装备了 7mm外径D和0. 45mm壁厚t的传热管2，并且具有0. 75mm的片间距Fp/N。由各关系曲线与 风扇PQ特性曲线的交点确定的风速和压力损失，表示通过热交换器1的传热片之间的风的 速度和压力损失。图7的(b)表示在由图7的(a)确定的风速下的、热交换器1的单位开 口面积和单位温差的热交换量。在图7的(b)中，曲线C表示在装备了 5mm外径D和0. 3mm 壁厚t的传热管2的热交换器中，使片间距Fp/N变化为0. 5mm、0. 6mm、0. 75mm和0. 9mm时的 热交换量的变化。如曲线C所示，在装备了 5mm外径D的传热管2的热交换器中，单位开口 面积和单位温差的热交换量在片间距Fp/N为0. 6mm时最大。此外，上述的热交换量在Fp/ N小于0. 5mm或大于0. 9mm时急剧减少。因此，片间距Fp/N优选在0. 5mm彡Fp/N彡0. 9mm 的范围内。此外，如图7的(b)所示，表示了对于单位开口面积和单位温差的热交换量，热 交换器1和热交换器(比较例)的性能大体相同，该热交换器1装备了 5mm外径D的传热 管2，并且具有0. 75mm的片间距Fp/N，该热交换器(比较例)装备了 7mm外径D的传热管 2，并且具有0. 75mm的片间距Fp/N。这表示可以在保持单位开口面积和单位温差的热交换 性能大体相同的同时，通过使传热管2直径减小来实现热交换器的轻量化。实施例2
对于下述的实施例和比较例的各热交换器，利用热交换性能的对比试验得到以下 结果。在该试验中，实施例和比较例的传热管2的外径D均为5mm、传热管2的壁厚t均为 0. 3mm、传热管2的前后方向的列数N均为两列。此外，传热片3的片间距Fp/N为0. 75mm。 制冷剂使用二氧化碳。在该实施例和比较例中，传热管2的上下方向的间距Ll和前后方向 的间距L2不同。实施例的热交换器该实施例的五个热交换器1的传热管2的Ll和L2相互不同。各热交换器1的Ll 在图8中表示为15mm彡Ll彡21mm范围内的五个点。各热交换器1的L2在图9中表示为 13mm彡L2彡18. 2mm范围内的五个点。以对应的Ll和L2为一组的方式配置传热管2。比较例的热交换器在该比较例的三个热交换器1中，传热管2的Ll和L2相互不同。各热交换器1 的Ll在图8中表示为Ll < 15mm和Ll > 21mm范围内的三个点。各热交换器1的L2在图 9中表示为L2 < 13mm和L2 > 18. 2mm范围内的三个点。以对应的Ll和L2为一组的方式
配置传热管2。如图8和图9所示，Ll在15mm彡Ll彡21mm范围内、且L2在13mm彡L2彡18. 2mm 范围内的实施例的热交换器1发挥了 3. 2KW以上的高热交换能力。而如这些图所示，Ll 在Ll < 15mm和Ll > 21mm范围内、且L2在L2 < 13mm和L2 > 18. 2mm范围内的比较 例的热交换器1与实施例相比，热交换能力降低。在实施例和比较例中，传热管2的外 径D为5mm。因此，实施例中的15匪彡Ll彡21匪相当于3XD彡Ll彡4. 2XD。此夕卜， 13mm ^ L2彡18. 2mm相当于2. 6XD彡L2彡3. 64XD。另一方面，比较例中的Ll < 15mm和 Ll > 21mm的范围在3XD彡Ll彡4. 2XD的范围以外。此外，L2 < 13mm和L2 > 18. 2mm 的范围在2. 6XD彡L2彡3. 64XD的范围以外。实施例3对于下述的实施例和比较例的各热交换器1，利用热交换性能的对比试验得到以 下结果。在该试验中，实施例和比较例的传热管2的上下方向的间距Ll均为21mm、前后方 向的间距L2均为18.2mm。此外，制冷剂使用二氧化碳。在该实施例和比较例中，传热管2 的外径D和壁厚t、片间距Fp不同。实施例的热交换器该实施例的热交换器1装备了 5mm外径D和0. 3mm壁厚t的传热管2。此外，传热 管2的前后方向的列数N为两列，传热片3的片间距Fp/N为0. 6mm或0. 75mm。比较例的热交换器该比较例的热交换器1装备了 7mm外径D和0. 45mm壁厚t的传热管2。此外，传 热管2的前后方向的列数N为两列，传热片3的片间距Fp/N为0. 75mm。在具有0. 75mm的片间距Fp/N的实施例的热交换器1中，传热管2的外径D小于 比较例2mm。然而，如图10所示，实施例的热交换器1在相同的制冷剂循环量下的热交换能 力与比较例的能力大体相同。此外，如图11所示，具有0.75mm的片间距Fp/N的实施例的 热交换器1在送风时的压力损失与比较例大体相同。另一方面，在具有0. 6mm的片间距Fp/ N的实施例的热交换器1中，与比较例相比，送风时的压力损失变大。可是，如图12的(a) 和(b)所示，在具有0.6mm的片间距Fp/N的实施例的热交换器1中，虽然送风时的压力损失较大，但热交换器的单位开口面积和单位温差的热交换量的性能与比较例大体相同。这 表示可以在保持单位开口面积和单位温差的热交换性能大体相同的同时，通过使传热管2 直径减小来实现热交换器的轻量化。实施例4图14所示的热泵式供应热水装置把本发明的热交换器用作冷冻回路的蒸发器。 如图14所示，热泵式供应热水装置包括冷冻回路10，使制冷剂流动；第一供应热水回路 20，使供给热水流动；第二供应热水回路30，使供给热水流动；浴缸用回路40，使浴缸用水 流动；第一水热交换器50和第二水热交换器60。第一水热交换器50在冷冻回路10的制 冷剂和第一供应热水回路20的供给热水之间进行热交换。第二水热交换器60在第二供应 热水回路30的供给热水和浴缸用回路40的浴缸用水之间进行热交换。冷冻回路10连接有压缩机11、膨胀阀12、蒸发器13和第一水热交换器50。冷冻 回路10使制冷剂以压缩机11、第一水热交换器50、膨胀阀12、蒸发器13、压缩机11的顺序 流动。蒸发器13装备有本发明的热交换器。另外，在该冷冻回路10中使用的制冷剂是二 氧化碳。第一供应热水回路20连接有热水贮存容器21、第一泵22和第一水热交换器50。 第一供应热水回路20使供给热水以热水贮存容器21、第一泵22、第一水热交换器50、热水 贮存容器21的顺序流动。在热水贮存容器21上连接有供水管23和第二供应热水回路30。 从供水管23提供的供给热水通过热水贮存容器21，在第一供应热水回路20中流动。热水 贮存容器21和浴缸41通过流路25连接，该流路25设置有第二泵M。利用第二泵M将热 水贮存容器21内的供给热水提供给浴缸41。第二供应热水回路30连接有热水贮存容器21、第三泵31和第二水热交换器60。 第二供应热水回路30使供给热水以热水贮存容器21、第二水热交换器60、第三泵31、热水 贮存容器21的顺序流动。浴缸用回路40连接有浴缸41、第四泵42和第二水热交换器60。浴缸用回路40 使浴缸用水以浴缸41、第四泵42、第二水热交换器60、浴缸41的顺序流动。第一水热交换器50连接在冷冻回路10和第一供应热水回路20上。第一水热交 换器50在流经冷冻回路10的作为第一载热体的制冷剂和流经第一供应热水回路20的作 为第二载热体的供给热水之间进行热交换。第二水热交换器60连接在第二供应热水回路30和浴缸用回路40上。第二水热 交换器60在第二供应热水回路30的供给热水和浴缸用回路40的浴缸用水之间进行热交换。此外，上述供应热水装置包括加热单元70和容器单元80，该加热单元70配置有冷 冻回路10和第一水热交换器50，该容器单元80配置有热水贮存容器21、第一泵22、第二泵 对、第二供应热水回路30、第四泵42和第二水热交换器60。加热单元70和容器单元80通 过第一供应热水回路20连接。在上述结构的供应热水装置中，利用第一水热交换器50在冷冻回路10的高温制 冷剂和第一供应热水回路20的供给热水之间进行热交换。把在第一水热交换器50中加热 后的供给热水贮存在热水贮存容器21中。第二水热交换器60在热水贮存容器21的供给 热水和浴缸用回路40的浴缸用水之间进行热交换。把在第二水热交换器60中加热后的浴缸用水提供给浴缸41。另外，在上述实施方式中，表示了把本发明的热交换器用于热泵式供应热水装置 的蒸发器13的例子。除此以外，也可以把本发明的热交换器用作例如自动售货机的蒸发器 等其他热交换器。工业实用性按照本发明，可以提高热交换器的热交换性能，并且可以实现热交换器的小型化 和轻量化。因此，本发明的热交换器可以广泛地用作用于空气调节、冷冻、冷藏、供应热水等 的热交换器。特别是本发明的热交换器可以用作使用二氧化碳制冷剂的热泵式供应热水装 置或自动售货机冷冻回路的蒸发器。
权利要求
1.一种热交换器，包括多根传热管和多个传热片，多根所述传热管在径向上相互隔开 间隔，并且分别在上下方向和前后方向上排列，所述多个传热片在所述传热管的轴向上配 置成相互隔开间隔，二氧化碳制冷剂在所述传热管中流动，所述热交换器的特征在于，所述传热管的外径D在5mm彡D彡6mm的范围内， 所述传热管的壁厚t在0. 05XD彡t彡0. 09XD的范围内， 所述传热管的上下方向的间距Ll在3XD彡Ll彡4. 2XD的范围内， 所述传热管的前后方向的间距L2在2. 6XD < L2 < 3. 64XD的范围内。
2.一种热交换器，包括多根传热管和多个传热片，多根所述传热管在径向上相互隔开 间隔，并且分别在上下方向和前后方向上排列，所述多个传热片在所述传热管的轴向上配 置成相互隔开间隔，二氧化碳制冷剂在所述传热管中流动，所述热交换器的特征在于，所述传热管的外径D在5mm彡D彡6mm的范围内， 所述传热管的壁厚t在0. 05XD彡t彡0. 09XD的范围内， 所述传热管的上下方向的间距Ll在3XD彡Ll彡4. 2XD的范围内， 所述传热管的前后方向的间距L2在2. 6XD < L2 < 3. 64XD的范围内， 所述传热管的前后方向的列数N在2的范围内，所述传热片的间距Fp除以所述传热管的前后方向的列数N所得的值Fp/N在 0. 5mm彡Fp/N彡0. 9mm的范围内。
3.根据权利要求1或2所述的热交换器，其特征在于， 所述传热管的外径D在5mm彡D彡5. 5mm的范围内。
4.根据权利要求1至3中任意一项所述的热交换器，其特征在于，所述传热管配置成使上下方向和前后方向相邻的所述传热管之间由连接所述传热管 中心的线形成正三角形。
5.一种热泵装置，其特征在于，把权利要求1至4中任意一项所述的热交换器用作冷冻 回路的蒸发器。
全文摘要
本发明的目的在于提供一种即使减小传热管的外径也可以得到足够的热交换能力的热交换器、以及使用该热交换器的热泵装置。传热管(2)的外径D在5mm≤D≤6mm的范围内、传热管(2)的壁厚t在0.05×D≤t≤0.09×D的范围内、传热管(2)的上下方向的间距L1在3×D≤L1≤4.2×D的范围内、传热管(2)的前后方向的间距L2在2.6×D≤L2≤3.64×D的范围内。由此，可以充分地提高热交换器单位重量的热交换量。特别是在该结构中，当传热管(2)的外径D在5mm≤D≤5.5mm的范围内时，热交换器单位重量的热交换量最大。由此，可以充分地提高热交换器的热交换量，并且可以实现热交换器的小型化和轻量化。
文档编号F25B1/00GK102119314SQ20098013100
公开日2011年7月6日 申请日期2009年8月5日 优先权日2008年8月7日
发明者加藤功, 岩澤直孝, 门浩隆 申请人:三电株式会社