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WO2007108386A1 - フィンチューブ型熱交換器、熱交換器用フィンおよびヒートポンプ装置 - Google Patents

フィンチューブ型熱交換器、熱交換器用フィンおよびヒートポンプ装置 Download PDF

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WO2007108386A1
WO2007108386A1 PCT/JP2007/055085 JP2007055085W WO2007108386A1 WO 2007108386 A1 WO2007108386 A1 WO 2007108386A1 JP 2007055085 W JP2007055085 W JP 2007055085W WO 2007108386 A1 WO2007108386 A1 WO 2007108386A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
heat transfer
protrusion
heat exchanger
fin
transfer tube
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2007/055085
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Osamu Ogawa
Kou Komori
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Panasonic Holdings Corp
Original Assignee
Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Matsushita Electric Industrial Co Ltd filed Critical Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority to JP2008506262A priority Critical patent/JPWO2007108386A1/ja
Priority to EP07738555A priority patent/EP2006629A2/en
Priority to US12/294,015 priority patent/US20090199585A1/en
Publication of WO2007108386A1 publication Critical patent/WO2007108386A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/047—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag
    • F28D1/0477—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag the conduits being bent in a serpentine or zig-zag
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
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    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/32—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements
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    • F28F1/325—Fins with openings

Definitions

  • the present invention relates to a finned tube heat exchanger, a heat exchanger fin, and a heat pump device.
  • fin tube type heat exchangers have been used for air conditioners, refrigerator / refrigerators, dehumidifiers, water heaters, and the like.
  • the fin tube type heat exchange is constituted by a plurality of fins arranged in parallel at predetermined intervals and a heat transfer tube passing through the fins.
  • Fin tube heat exchangers are known in which fin shapes are devised for the purpose of promoting heat transfer and reducing pressure loss.
  • the leeward side of the heat transfer tube is normally a dead water area having a low heat transfer coefficient.
  • a finned tube heat exchanger in which protrusions are provided on the surface of the fin is known for the purpose of reducing the dead water area.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-239196 discloses a fin tube type heat exchanger using fins having a large number of minute dimples provided on the surface. Specifically, as shown in FIG. 34, it is described that air is guided to the leeward side of the heat transfer tube 101 by a large number of dimples 102 on the fin 103, and the heat transfer coefficient is improved. However, since each dimple 102 is small, the effect of inducing air to the leeward side of the heat transfer tube 101 cannot be obtained as much as expected, and an improvement in heat transfer coefficient cannot be expected so much.
  • Japanese Unexamined Patent Publication No. 63-294494 discloses a fin tube type heat exchanger having a triangular pyramid-shaped protrusion on the surface of the fin.
  • triangular pyramidal projections 111 are arranged on both sides of the heat transfer tube 112.
  • air is guided to the leeward side of the heat transfer tube 112 by these projections 111, and since the flow A becomes a narrow flow C behind the heat transfer tube 112, the flow velocity increases. It is stated that intense turbulence occurs behind the heat transfer tube 112, resulting in extremely small dead water areas. (See JP-A 63-294494, page 4, upper right column, line 17 to lower left column, line 1).
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-300474 discloses a funnel tube type heat exchanger having a quadrangular pyramidal protrusion on the surface of a fin. As shown in FIG. 36, in this heat exchange ⁇ , a cut-and-raised piece 122 is formed on the leeward side of the heat transfer tube 121, and the quadrangular pyramid-shaped protrusion 123 is located between the adjacent heat transfer tubes 121. It is arranged on the leeward side of the heat pipe 121. Japanese Patent Laid-Open No.
  • 6-300474 discloses that air is guided to the cut and raised piece 122 side by the projection 123, and the heat transfer coefficient on the leeward side of the heat transfer tube 121 is improved (Japanese Patent Laid-Open No. 6-300474 (See right column, page 4, line 30 to line 36).
  • the protrusion 123 is disposed on the leeward side with respect to the center line 124 between the heat transfer tubes 121. Therefore, the air flow direction is changed downstream of the center of the heat transfer tube 121.
  • the protrusion 123 is relatively small, it is difficult to change the air flow suddenly. Therefore, it was difficult to sufficiently guide the air behind the heat transfer tube 121.
  • Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 2002-90085 discloses fin tube type heat exchange using a fin 105 in which a cut and raised portion 106 is formed.
  • a fin 105 is generally called a slit fin.
  • the slit fin 105 has a slight disadvantage in terms of pressure loss, the heat transfer performance of the heat exchange ⁇ by the effect of locally increasing the heat transfer coefficient at the leading edge of the cut and raised 106, the so-called leading edge effect. Greatly improve.
  • the slit fin 105 is frosted on the cut and raised portion 106 and clogs, resulting in a significant decrease in heat exchange efficiency.
  • the fin tube type heat exchange ⁇ in order to increase the heat transfer rate between the refrigerant and the fluid (for example, air) in order to increase the heat transfer rate by increasing the fluid speed, the fluid is converted into a heat exchanger. It is known that the pressure loss when passing through the air also increases, and the power required for the fan that flows the fluid becomes excessive. In other words, the heat transfer coefficient, which is an index of heat transfer performance, and the pressure loss are in a trade-off relationship. Many heat exchangers using corrugated fins in which plate-like fins are folded into waves have been proposed as fin-tube heat exchangers that attempt to achieve both heat transfer performance and pressure loss.
  • FIGS. 38A and 38B show a corrugated fin described in Japanese Patent Laid-Open No. 1-90995.
  • the corrugated fin 109 is a fin formed such that ridges 109a and valleys 109b appear alternately in the fluid flow direction indicated by the arrows.
  • Such a corrugated fin 109 has an advantage that it has an excellent balance between heat transfer performance and pressure loss, and there is no problem of clogging due to frosting, and there is no restriction on the application target.
  • the present invention has been made in view of the strong point, and an object of the present invention is to provide a finned tube heat exchanger having excellent heat transfer performance and low pressure loss. It is in. It is another object of the present invention to provide a heat pump device having the fin tube type heat exchange. It is another object of the present invention to provide a fin that can be suitably used for the fin tube type heat exchanger.
  • a finned tube type heat exchanger ⁇ that exchanges heat between the first fluid and the second fluid, and in order to form a space in which the first fluid should flow, Fins,
  • the first heat transfer tube and the second heat transfer tube are adjacent to each other in the row direction,
  • the fin is formed between the first heat transfer tube and the second heat transfer tube, and has a protrusion that guides the first fluid to the first heat transfer tube side and the second heat transfer tube side,
  • a inch-type heat exchanger in which the equivalent diameter of the protrusion viewed from the axial direction of the heat transfer tube is equal to or larger than the outer diameter of the heat transfer tube.
  • the present invention provides a fin used in the fin tube type heat exchanger.
  • the present invention also provides:
  • An expansion mechanism for expanding the refrigerant radiated by the radiator
  • a heat pump device in which at least one of an evaporator and a radiator includes the fin tube type heat exchange.
  • the finned tube heat exchanger of the present invention forms a protrusion with a large surface area between the first heat transfer tube and the second heat transfer tube to increase the heat transfer area of the fin, and It aims to suppress the development of the layer and velocity boundary layer.
  • the heat transfer performance of the finned tube heat exchanger is improved by expanding the heat transfer area and suppressing the development of the boundary layer.
  • the equivalent diameter of the protrusion seen from the axial direction of the heat transfer tube is equal to or larger than the outer diameter of the heat transfer tube. In other words, when a projection is orthogonally projected on a plane parallel to the plurality of fins, the area of the image of the projection appearing on the plane is greater than or equal to the cross-sectional area of the heat transfer tube.
  • the surface area of the fin can be sufficiently earned.
  • the protrusion having a relatively large size exerts a strong action on the first fluid to increase the flow velocity in the flat region between the first heat transfer tube and the flat region between the second heat transfer tube.
  • a higher flow rate is preferred because the heat transfer rate increases.
  • the side surface portion facing the protrusion can sufficiently contribute to heat transfer.
  • the protrusion is located behind the heat transfer tube. 1 induce fluid. This prevents a large dead water area from occurring behind the heat transfer tube.
  • the heat transfer performance of the finned tube heat exchanger is improved.
  • FIG. 2 is a plan view of the fin according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a plan view of the fin of the first embodiment showing the air flow.
  • FIG. 10 is a plan view of the fin according to the second embodiment.
  • FIG. 11 is a perspective view of a fin according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is a plan view of the fin according to the third embodiment.
  • FIG. 14 is a plan view of the fin according to the fourth embodiment.
  • FIG. 20 is a plan view of the fin according to the fifth embodiment.
  • FIG. 21 is a plan view of the fin according to the sixth embodiment.
  • FIG. 22 is a plan view of a fin according to a modification of the sixth embodiment.
  • FIG. 23A Plan view of fins of embodiment 7
  • FIG. 23B Dl-Dl cross section of Fig. 23A
  • FIG. 24A is a plan view of a fin according to a modification of the seventh embodiment.
  • FIG. 26 is a schematic diagram showing an application example of the heat pump device of FIG.
  • FIG. 28A Contour plot showing simulation results (Nussell number distribution) of the heat exchanger of Example 2
  • FIG. 29B Contour plot showing simulation results (flow velocity distribution) following Fig. 29A
  • FIG. 30A Contour plot showing simulation results (Nusselt number distribution) of heat exchanger of Comparative Example 1
  • FIG. 30B Contour plot showing simulation results (flow velocity distribution) following Fig. 30A
  • FIG. 31A Contour plot showing simulation results (Nusselt number distribution) of heat exchanger of Example 4.
  • FIG. 31B Contour map showing simulation results (flow velocity distribution) following Fig. 31A
  • FIG. 32A Contour plot showing simulation results (Nusselt number distribution) of the heat exchanger of Example 5
  • FIG. 32B Contour plot showing simulation results (flow velocity distribution) following Fig. 32A
  • FIG. 33A Contour plot showing simulation results (Nusselt number distribution) of heat exchanger of Comparative Example 2
  • FIG.35 Top view of fins of conventional fin tube heat exchanger
  • FIG.36 Top view of fins of conventional fin-tube heat exchanger
  • FIG. 1 is an overall perspective view of the finned tube heat exchanger according to the present embodiment.
  • the finned tube heat exchanger 1 includes a plurality of fins 3 arranged in parallel at predetermined intervals and a plurality of heat transfer through the fins 3 to form a space in which the first fluid is to flow. With tube 2.
  • the heat exchange 1 exchanges heat between the first fluid flowing along the main surface of the fin 3 and the second fluid flowing inside the heat transfer tube 2.
  • air A flows along the main surface of the fin 3, and refrigerant B flows inside the heat transfer tube 2.
  • the plurality of heat transfer tubes 2 penetrating the fins 3 are connected to one so that the refrigerant B flows in order.
  • the type and state of the fluid flowing inside the heat transfer tube 2 and the fluid flowing along the main surface of the fin 3 are not particularly limited. These fluids may be gas or liquid.
  • the plurality of heat transfer tubes 2 do not necessarily have to be connected to one.
  • the heat exchanger 1 is installed in such a posture that the flow direction of the air A (X direction) is substantially perpendicular to the stacking direction of the fins 3 (Y direction) and the row direction of the heat transfer tubes 2 (Z direction). .
  • the airflow direction may be slightly inclined from the X direction as long as a sufficient amount of heat exchange can be ensured.
  • the stacking direction (Y direction) which is a direction perpendicular to the main surface of the fin 3 is defined as the height direction.
  • the fins 3 have a rectangular and flat plate shape and are arranged along the Y direction shown in FIG. In the present embodiment, the fins 3 are arranged at a constant interval (fin pitch).
  • the fin pitch is, for example, 1. Omm to l.5 mm. However, the fin pitch need not be constant and may be different.
  • the fin pitch FP is expressed by the center-to-center distance in the thickness direction of two adjacent fins 3 and 3.
  • the fin 3 can be formed of, for example, a metal plate having a thickness of 0.08 to 0.2 mm that has been punched. metal The plate is, for example, an aluminum flat plate.
  • a plurality of through holes 3h (FIG.
  • the surface of the fin 3 is preferably subjected to a hydrophilic treatment such as boehmite treatment or application of a hydrophilic paint, or a water repellent treatment.
  • FIG. 2 is a plan view of the fin used for the heat exchange in FIG.
  • a cross section parallel to the main surface of the fin 3 (specifically, the main surface in a flat region where the protrusion 5 is not formed) appears.
  • the heat transfer tubes 2 are arranged in two front and rear rows along the row direction parallel to the longitudinal direction of the fins 3. That is, the straight line connecting the centers of the through holes 3h in each row is parallel to the front edge 30p of the fin 3.
  • the heat transfer tube 2 in the first row and the heat transfer tube 2 in the second row are shifted by 1Z2 of the tube pitch in the Z direction. That is, the heat transfer tubes 2 are arranged in a staggered pattern.
  • the outer diameter D of the heat transfer tube 2 is, for example, lmn! ⁇ 20 mm, which corresponds to the opening diameter of the through hole 3 h formed in the fin 3.
  • the heat transfer tube 2 is in close contact with the fin collar 3a that forms the through hole 3h, and is fitted to the fin collar 3a.
  • Such a heat transfer tube 2 is a smooth tube with a smooth inner surface, or a grooved tube with a groove formed on the inner surface, made of a highly conductive metal such as copper or copper alloy.
  • a regular quadrangular pyramid-shaped protrusion 5 is formed on the surface of the fin 3, a regular quadrangular pyramid-shaped protrusion 5 is formed.
  • the protrusion 5 protrudes from one surface of the fin 3 and is disposed between the heat transfer tubes 2 in each row.
  • the protrusion 5 is arranged at an intermediate position between the heat transfer tubes 2 adjacent in the row direction.
  • the equivalent diameter d of the protrusion 5 in which the length 1 of the lower side of the protrusion 5 is equal to the outer diameter D of the heat transfer tube 2 is larger than the outer diameter D of the heat transfer tube 2.
  • symbol L has shown the airflow direction length (X direction length) of the protrusion 5.
  • the width of the protrusion 5 in the Z direction increases along the air A flow direction from the upstream end 8a to the midway portion 8b and decreases from the midway portion 8b to the downstream end 8c.
  • Projection 5 is located on the upper left side of Fig. 2.
  • the first inclined surface 6a is located, the second inclined surface 6b is located on the lower left side, the third inclined surface 6c is located on the lower right side, and the fourth inclined surface 6d is located on the upper right side.
  • the first inclined surface 6a and the second inclined surface 6b are partitioned by a ridge line 7a extending in the X direction.
  • the first inclined surface 6a is inclined toward one of the adjacent heat transfer tubes 2A (hereinafter referred to as the first heat transfer tube), and the second inclined surface 6b is the other heat transfer tube 2B (hereinafter referred to as the second heat transfer tube). ) Is inclined to the side.
  • the first inclined surface 6a and the fourth inclined surface 6d are partitioned by a ridge line 7b extending in the Z direction.
  • the second inclined surface 6b and the third inclined surface 6c are also partitioned by the ridgeline 7b.
  • the protrusion 5 is disposed on the relatively upstream side. Specifically, the upstream end 8 a of the protrusion 5 is located upstream of the center C of each heat transfer tube 2. The midway portion 8 b of the protrusion 5 is located upstream of the downstream end 2 e of the heat transfer tube 2. In other words, the upstream end 8a of the protrusion 5 is located upstream of the line 9 connecting the centers C of the heat transfer tubes 2, and the middle portion 8b of the protrusion 5 is connected to the downstream ends 2e of the heat transfer tubes 2. It is located upstream from the connected line 10. The downstream end 8c of the protrusion 5 is located downstream of the downstream end 2e of the heat transfer tube 2.
  • the height H of the protrusion 5 is larger than the fin pitch FP.
  • the height H of the protrusion 5 may be equal to the fin pitch FP or smaller than the fin pitch FP.
  • the height H of the protrusion 5 may be, for example, 0.2 to 2 times the fin pitch FP or 0.5 to 2 times the fin pitch FP.
  • the height H of the protrusion 5 is smaller than the fin pitch FP, when viewed from the upstream side to the downstream side, it extends in the X direction between the adjacent fins 3. A straight gap G will be formed. Therefore, from the viewpoint of reducing the pressure loss, the height H of the protrusion 5 is preferably smaller than the fin pitch FP. Considering the balance between improving heat transfer characteristics and reducing pressure loss, the height H of the protrusion 5 is 0.2 times or more (preferably 0.25 times or more) of the fin pitch FP and less than 1 time. Is preferred.
  • the airflow A 1 that has flowed forward of the fin 3 collides with the protrusion 5.
  • a part of the airflow A2 after the collision is transferred to the first heat transfer tube 2A by the first inclined surface 6a.
  • the other airflow A2 ′ is guided to the second heat transfer tube 2B side by the second inclined surface 6b.
  • the airflow A2 guided to the first inclined surface 6a wraps around the first heat transfer tube 2A.
  • the air flow A2 ′ guided to the second inclined surface 6b goes around the second heat transfer tube 2B.
  • the decrease in the heat transfer coefficient is suppressed, and the area of the dead water area is reduced.
  • Table 1 shows a fin-tube heat exchanger having conventional corrugated fins (fins in which the fins are bent in a wave shape, for example, see Fig. 1 and Fig. 2 of JP-A-1-90995), The simulation results are shown in comparison with the finned tube heat exchanger of this embodiment (see Fig. 7 for specific shape).
  • the fin thickness was 0.1 mm
  • the fin pitch was 1.5 mm
  • the heat transfer tube outer diameter was 7. Omm
  • the front wind speed Vair was lmZs.
  • the “conical fin” in Table 1 represents the fin tube type heat exchange of Embodiment 2 described later.
  • ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ becomes larger as the airflow direction length L of the protrusion 5 becomes longer, and the height ⁇ of the protrusion 5 becomes higher. It gets smaller. That is, ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ increases as the parameter LZH increases.
  • Figure 8 shows a graph with the parameter LZH on the horizontal axis and the parameter Z Z P (ratio to the conventional fin) on the vertical axis. It can be seen that if LZH is greater than 5.5, the value of ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ is higher than the heat exchange of the conventional Kolge-tophine equation. Therefore, L / H is preferably greater than 5.5.
  • the fin 3 has the quadrangular pyramid-shaped protrusion 5 between the heat transfer tubes 2A and 2B, and the protrusion 5 is formed so as to separate air into one heat transfer tube 2A side and the other heat transfer tube 2B side. That is, the protrusion 5 is formed with a first inclined surface 6a that guides air to the one heat transfer tube 2A side and a second inclined surface 6b that guides air to the other heat transfer tube 2B side.
  • the upstream end 8a of the protrusion 5 is located upstream of the center C of the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • the midway portion 8b which is the widest portion of the protrusion 5, is located upstream of the downstream ends 2e of the heat transfer tubes 2A and 2B. This also makes it easier for the air to circulate behind the heat transfer tubes 2A and 2B, thereby reducing the dead water area.
  • the width of the protrusion 5 increases from the upstream end 8a to the midway portion 8b, and from the midway portion 8b to the downstream end. It has decreased until 8c. Therefore, after air is guided to the heat transfer tubes 2A and 2B at the part from the upstream end 8a to the middle part 8b (first inclined surface 6a and second inclined surface 6b), do not narrow the air flow path. It has become. Therefore, according to the protrusion 5 of this embodiment, it is possible to prevent the pressure loss from becoming too large.
  • the protrusion 5 is disposed on the relatively upstream side. Therefore, as shown in Fig. 9, the temperature boundary layer BL that develops from the leading edge of the fin 3 collides with the protrusion 5 before it fully develops (before the temperature boundary layer BL becomes thick). . As a result, the temperature boundary layer in the protrusion 5 becomes thin, and the heat transfer coefficient of the protrusion 5 increases. That is, according to the present heat exchanger 1, since the protrusion 5 is disposed on the upstream side, the heat transfer coefficient of the protrusion 5 can be improved, and in this respect also, the heat transfer performance can be improved. Can do.
  • the equivalent diameter d of the protrusion 5 is equal to or larger than the outer diameter D of the heat transfer tube 2, and the protrusion 5 is formed to be relatively large. Therefore, the flow direction can be changed on a relatively large scale. Therefore, even when the air flow rate is relatively small (for example, the front wind speed is less than 2 mZs) or particularly small! (For example, the front wind speed is less than lmZs), the air is well placed behind the heat transfer tube 2. Can be guided. According to the present heat exchange 1, good heat transfer characteristics can be exhibited even for a laminar airflow. In addition, since the protrusion 5 is formed to be relatively large in this way, air can be greatly accelerated locally between the protrusion 5 and the heat transfer tube 2 to improve the heat transfer coefficient. it can.
  • the occupation area of the projection 5 is, for example, more than the occupation area (30%) in the above simulation model and less than the maximum value (for example, 75%) at which the projection 5 can be disposed between the heat transfer tubes 3. It may be. More desirably, as shown in Table 1, if the occupied area is 43% or more and 73% or less, 0: 7? The value of is more than 1 and is appropriate.
  • the protrusion 5 is formed in a quadrangular pyramid shape, the air flow direction is changed relatively abruptly on the first inclined surface 6a and the second inclined surface 6b. You can. Therefore, the air can be efficiently guided to the rear of the heat transfer tube 2.
  • the portion of the protrusion 5 is the portion of the protrusion 5.
  • the surface area of the fin 3 is increasing. Therefore, the amount of heat exchange can be increased by expanding the heat transfer area.
  • the amount of increase in the heat transfer area is not particularly limited, for example, 3 to 5%.
  • the heat exchanger 1 When the heat exchanger 1 is used as a cooler for cooling air (for example, an evaporator of a refrigeration cycle apparatus), condensation may occur on the surface of the fin 3. In addition, when the heat exchanger 1 is installed in an outdoor unit or the like in a cold region, frost formation may occur on the surface of the fin 3. However, according to this heat exchange ⁇ , the surface of the fin 3 other than the protrusion 5 is flat. For this reason, compared to so-called slit fins, condensed water or water droplets after defrosting are less likely to stay on the surface of the fins 3 and easily flow down. Therefore, this heat exchanger 1 exhibits an excellent effect as a cooler.
  • the protrusion 5 has a force that protrudes from one surface force of the fin 3. Some protrusions 5 protrude from one surface force of the fin 3, and the other protrusion 5 protrudes from the other surface of the fin 3. It is also possible to make the surface force of the surface protrude. For example, a plurality of protrusions 5 arranged in the row direction may be alternately projected on the front side and the back side of the fin 3.
  • the length of the protrusion 5 in the airflow direction is not particularly limited.
  • the length of the protrusion 5 may be set to 4.5 mm or more and less than 36 mm.
  • the shape of the protrusion 5 is not limited to a quadrangular pyramid shape. If the significant effects shown in this specification such as the effect of guiding air A to the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B and the effect of preventing the formation of dead water areas can be obtained, the shape of the projection 5 is Other pyramid shapes such as a triangular pyramid shape may be used.
  • a fin 43 as shown in FIG. 13 can also be proposed as a modification of the fin of the first embodiment.
  • the outer shape 45s observed when the fin 43 is viewed in plan shows a rhombus.
  • the protrusion 45 is preferably a quadrangular pyramid formed of four inclined surfaces.
  • the direction of the protrusion 45 is determined such that, of the two diagonal lines of the diamond-shaped outer shape 45s, the long diagonal line is parallel to the X direction and the short diagonal force direction is parallel.
  • Other configurations of the protrusion 45 are the same as those of the protrusion 5 of the first embodiment.
  • the fin 13 of the present embodiment has a protrusion 15 formed in a conical shape.
  • the protrusion 15 has no clear ridgeline.
  • a first inclined surface 6a for guiding air to the first heat transfer tube 2A side and a second inclined surface 6b for guiding air to the second heat transfer tube 2B side are formed.
  • the width of the protrusion 15 increases from the upstream end 8a to the midway portion 8b, and decreases from the midway portion 8b to the downstream end 8c.
  • the upstream end 8a of the protrusion 15 is located upstream of the center C of the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • the midway portion 8b of the protrusion 15 is located upstream of the downstream ends 2e of the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • the diameter d of the protrusion 15 is not less than the diameter D of the heat transfer tube 2.
  • the height of the protrusion 15 may be larger or smaller than the fin pitch. Further, the height of the protrusion 15 may be equal to the fin pitch.
  • the area of the dead water area behind the heat transfer tube 2 is reduced. Therefore, the heat transfer characteristics can be improved.
  • the first inclined surface 6a and the second inclined surface 6b are curved surfaces, and the air is relatively directed by force toward the first heat transfer tube 2A side and the second heat transfer tube 2B side, respectively. Can be induced gently.
  • the protrusion 25 is formed in an elliptical cone shape.
  • the ellipticity ratio of major axis to minor axis
  • the ellipticity of the protrusion 25 is not particularly limited.
  • the ellipticity may be greater than 1 and less than or equal to 2 and may be greater than or equal to 0.5 and less than 1.
  • Projection 25 is elongated in the X direction! ⁇ It may be elliptical cone-shaped, elongated in the Z direction and elliptical cone-shaped! / ,.
  • the width of the protrusion 25 increases from the upstream end 8a to the midway part 8b and decreases from the midway part 8b to the downstream end 8c.
  • the upstream end 8a of the protrusion 25 is located upstream of the center C of each heat transfer tube 2A, 2B.
  • the midway portion 8b of the protrusion 25 is located upstream of the downstream ends 2e of the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • the equivalent diameter d of the protrusion 25 is not less than the diameter D of the heat transfer tube 2.
  • the height of the protrusion 25 may be larger or smaller than the fin pitch, and may be equal to the fin pitch.
  • the area of the dead water area behind the heat transfer tube 2 is reduced, and the heat transfer characteristics can be improved.
  • the first inclined surface 6a and the second inclined surface 6b are curved surfaces, and direct air relatively gently by directing them toward the first heat transfer tube 2A side and the second heat transfer tube 2B side, respectively. can do.
  • the degree of induction of air to the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B can be appropriately set by appropriately changing the ellipticity of the protrusion 25. Therefore, the heat transfer characteristics can be further optimized or optimized by appropriately setting the ellipticity of the protrusion 25 according to the use conditions of the heat exchanger 1.
  • FIG. 14 is a plan view of a fin according to the fourth embodiment.
  • a protrusion 35 having the shape of an elliptical hill is formed on the surface of the fin 30 .
  • the protrusions 35 all protrude in the same direction from one surface of the fin 30 and are located between two adjacent heat transfer tubes in the same row, the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B. positioned. That is, the heat transfer tubes 2 and the protrusions 35 appear alternately in the row direction.
  • the projection 35 is orthogonally projected onto a virtual plane parallel to the fin 30, the image appearing on the virtual plane is elliptical.
  • the area of the image of the protrusion 35 appearing on the virtual plane is larger than the cross-sectional area of the heat transfer tube 2 when cut in the radial direction perpendicular to the length direction.
  • FIG. 14 which is a plan view when the fin 30 is viewed from the height direction (Y direction) perpendicular to the main surface.
  • the major axis d of the elliptical outer shape 5s is larger than the outer diameter D of the heat transfer tube 2
  • the minor axis d is d ⁇ d ⁇ 2d with respect to the major axis d.
  • the size of the protrusion 35 can be adjusted to be within the range. Note that the cross-sectional area of the heat transfer tube 2 coincides with the opening area of the through-hole 3h formed in the fin 30 in order to arrange the heat transfer tube 2.
  • only one protrusion 35 is formed between the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B. That is, the protrusions 35 and the through holes 3h are alternately formed along the row direction.
  • the protrusions 35 are arranged in a zigzag pattern that sews between the through holes 3h.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-239196 when a large number of small protrusions are formed between two adjacent heat transfer tubes, the height of the protrusions is a problem in processing. It is difficult to earn. And such a small protrusion is weak in inducing air A.
  • the height H can be sufficiently earned, so that the action of guiding the air A toward the heat transfer tube is strong.
  • the heat transfer tubes 2 are arranged in a staggered manner in two rows before and after the front row near the front edge 30p of the fin 30 and the rear row parallel to the front row.
  • Another protrusion 35 having the same shape and the same size as the protrusion 35 formed between two adjacent heat transfer tubes 2 and 2 arranged in the front row is adjacent to the adjacent 2 arranged in the rear row. It is also formed between the heat transfer tubes 2 and 2 of the book. Thereby, the improvement effect of the heat transfer rate can be expected in the rear row as well as the front row.
  • the position and orientation of the protrusion 35 are preferably determined as follows. As shown in FIG. 14, the upstream end 5f of the protrusion 35 in the direction (X direction) orthogonal to the main surface and the row direction of the fin 30 is the upstream end 2 of the heat transfer tubes 2A and 2B. Located near 30p (outer edge). In this way, the air A approaching the front edge 30p of the fin 30 can be quickly guided toward the heat transfer tube 2, which is advantageous in improving the heat transfer performance. On the other hand, the downstream end 5e of the projection 35 is farther from the front edge 30p of the fin 30 than the centers CI and C2 of the heat transfer tubes 2A and 2B. In other words, it is located downstream of the flow direction of air A.
  • the air A flowing on the main surface of the fin 30 can be efficiently guided behind the heat transfer tubes 2A and 2B, and the formation of a dead water area that does not contribute to heat transfer can be suppressed.
  • the downstream end 5e of the projection 35 is located on the downstream side in the flow direction of the air A with respect to the downstream end 2e of the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • the projection 35 having an elliptical outer shape 5s is oriented so that the minor axis of the ellipse is parallel to the row direction (Z direction) in which the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B are arranged.
  • Z direction the row direction
  • the major axis of the ellipse are parallel.
  • the air A can be guided more smoothly to the left and right of the protrusion 35, and the degree of increase in pressure loss due to the formation of the protrusion 35 can be reduced.
  • the major axis of the ellipse can be oriented parallel to the column direction.
  • the protrusion 35 is formed at a position equidistant from the center C1 of the first heat transfer tube 2A and the center C2 of the second heat transfer tube 2B. That is, the protrusion 35 is formed on a virtual plane MD that bisects a line segment C 1 C2 connecting the center C1 of the first heat transfer tube 2A and the center C2 of the second heat transfer tube 2B with the shortest distance.
  • the positions relative to the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B are determined so that the major axis of the elliptical image in the orthogonal projection plane is included.
  • both the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B can equally contribute to heat transfer. In such a case, the heat transfer performance of the funnel-type heat exchange can be maximized.
  • the height H of the protrusion 35 satisfies (FP / 4) ⁇ H ⁇ FP when the fin pitch, which is the center-to-center distance in the thickness direction of the fin 30, is FP. It has been adjusted to The fins 30 are arranged so that the positions where the protrusions 35 are formed coincide with each other in the height direction. If the height H of the protrusion 35 is smaller than the fin pitch FP, when viewed from the upstream side to the downstream side, the straight line between the adjacent one of the fins 30 and the other fin 30 is straight in the X direction. An extending gap G is formed. Therefore, from the viewpoint of reducing the pressure loss, the height H of the protrusion 35 is preferably smaller than the fin pitch FP.
  • the projection 35 When the projection 35 is viewed in plan, it coincides with the center of the ellipse. With such a shape, the air A flows smoothly toward the apex TP, so the increase in pressure loss can be suppressed.
  • the cross-sectional view of the fin 30 shown in FIG. 15 represents an XY cross-section that is perpendicular to the main surface in the flat region of the fin 30 and includes the major axis of the projection 35.
  • the XY cross section is also a cross section parallel to the air A flow direction and perpendicular to the main surface of the fin 30.
  • the shape of the protrusion 35 can be adjusted so that the surface 5p (outer peripheral surface) draws a curve in this XY cross section.
  • the curve is, for example, a sine curve.
  • the shape of the part 35 may be adjusted. That is, the surface 5 ⁇ of the protrusion 35 is continuously connected to the main surface of the flat region of the fin 30 at a position of 180 ° corresponding to the upstream end 5f. With such a surface shape, the increase in pressure loss can be suppressed and stopped while increasing the height H of the protrusion 35 where the flow velocity of the air A flowing so as to ride on the protrusion 35 is difficult to decrease.
  • Another curve that can continuously bend is a clothoid curve, and this clothoid curve can be adopted as the surface shape of the protrusion 35. That is, the shape of the protrusion 35 can be adjusted so that the surface 5p draws a clothoid curve in the XY cross section.
  • Figure 17A shows the clothoid curve.
  • the degree of curve bending is represented by a curvature circle.
  • a curve that continuously changes from small to large or large to small without the jump of the curve is optimal for the highway alignment.
  • the best example of such a curve is "clothoid".
  • the radius r of the clothoid's curvature circle is inversely proportional to the curve path (distance s of origin force in Fig. 17A). That is,
  • the curve defined by the polar equation (1) is a clothoid.
  • the climbing section from the upstream end 5f to the vertex TP is divided into multiple sections, and these divided sections
  • the shape of the protrusions 35 can be adjusted so that each of them is drawn with a clothoid curve. Adjustments should be made so that the radius of the curvature circle changes continuously at the boundaries between sections.
  • Top point TP force The descending section leading to the downstream end 5e may be symmetric with the climbing section.
  • the shape of the protrusion 35 may be adjusted so that a part of the surface 5p draws a clothoid curve and the remaining part draws another curve such as an arc.
  • the clothoid curve introduction section is set to the 5th station, that is, to the position corresponding to half of the position force height H corresponding to the upstream end 5f. From the 5th station to the 10th station, that is, the position force corresponding to half of the height H, the upper half including the vertex TP should draw an arc.
  • the section of the clothoid curve shown in FIG. 17B may be another relaxation curve (a curve in which the radius of curvature circle continuously changes), for example, the sine curve or the cubic parabola described above.
  • the section may be represented by an arc.
  • the shape of the protrusion 35 is adjusted so that the cross section perpendicular to the main surface of the fin 30 and including the minor axis, that is, the YZ cross section, the surface 5p draws a relaxation curve such as a sine curve or a clothoid curve. This is desirable. More preferably, an arbitrary one that is perpendicular to the main surface of the fin 30 and includes the apex TP
  • the shape of the protrusion 35 is adjusted so that the surface 5p draws a relaxation curve in the cross section. This By doing so, the effect of suppressing the decrease in the flow velocity can be maximized, and the protrusion
  • Air A coming to 35 can be guided more smoothly toward the heat transfer tube 2.
  • the shape of the protrusion 35 is a cross section that is perpendicular to the main surface of the fin 30 and includes an elliptical short axis or long axis, and includes a curve including an inflection point between the upstream end 5f and the vertex TP. As the surface 5p draws
  • the fin 30 can be easily manufactured. That is, in any cross section that is perpendicular to the main surface of the fin 30 and includes the apex TP,
  • the shape of the protrusion 35 can be adjusted so that the surface 5p draws a curve that does not include the inflection point.
  • the air A that has reached the leading edge 30p of the fin 30 is a directional force that is parallel to the main surface of the fin 30 and perpendicular to the longitudinal direction on the main surface of the fin 30, that is, fin tube type heat. Guided to exchange. Since the heat transfer tubes 2 are arranged so as to penetrate the fins 30, the air A flows around the heat transfer tubes 2. Further, since the fin 30 is formed with the protrusion 35, the air A tends to flow avoiding the protrusion 35. In other words, the protrusion 35 guides the air A toward the heat transfer tube 2. As a result, an air flow AF with an increased flow velocity is created between the projection 35 and the heat transfer tube 2. As the flow rate increases, the heat transfer rate increases.
  • the heat transfer coefficient in the vicinity of the side surface of the heat transfer tube 2 indicated by the broken line in FIG. 18 is increased, the heat of the refrigerant flowing in the heat transfer tube 2 can be efficiently transferred to the air A.
  • the leading edge effect due to the impact of air A on the upstream end 5f of the protrusion 35, the effect of suppressing the development of the boundary layer at the protrusion 35, and the air flowing toward the rear of the heat transfer tube 2 The heat transfer performance of the finned-tube heat exchanger 1 is enhanced based on the effect of reducing the dead water area DS by.
  • the protrusion 35 is adjusted to a shape that suppresses an increase in pressure loss as much as possible. According to the results of the computer simulation conducted by the present inventors, when the pressure loss of the heat exchanger using the conventional corrugated fin is 1, the pressure loss of the heat exchanger of the present embodiment is 0.91. About 10% / J.
  • each protrusion 205a, 205b having an elliptical hill shape is formed between B and B!
  • the equivalent diameter of each protrusion 205a, 205b is smaller than the outer diameter D of the heat transfer tube 2.
  • One protrusion 205a induces air A toward the first heat transfer tube 2A, and creates an air flow AF with an increased flow velocity between the protrusion 205a and the first heat transfer tube 2A.
  • the other protrusion 205b faces the second heat transfer tube 2B.
  • Air A is induced to create an air flow AF with an increased flow velocity between the projection 205b and the second heat transfer tube 2B. Furthermore, the flow velocity is also between one protrusion 205a and the other protrusion 205b.
  • the air flow AF between the protrusions 205a and 205b is caused by the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • fins 31 shown in the plan view of FIG. 20 can be suitably employed.
  • the arrangement and dimensions of the heat transfer tube 2 are the same as those in the fourth embodiment. The difference is that a protrusion 51 having a conical shape is used instead of the protrusion 35 having an elliptical cone shape.
  • the protrusion 51 formed on the surface of the fin 31 has a circular outer shape 51 s in plan view. That is, when the projection 51 is orthogonally projected onto a virtual plane parallel to the fins 31, the image that appears on the virtual plane is circular.
  • the diameter d of the circle drawn by the outer shape 51s of the protrusion 51 is
  • the protrusion 51 having the shape of a circular hill does not have a problem of orientation as the protrusion 35 having the shape of an elliptic hill (Fig. 14), but the position can be determined in the same manner as in the case of the elliptic hill. it can. That is, the protrusion 51 can be formed at a position equidistant from the center C1 of the first heat transfer tube 2A and the center C2 of the second heat transfer tube 2B. Specifically, the line segment C 1 C2 that divides the center C1 of the first heat transfer tube 2A and the center C2 of the second heat transfer tube 2B at the shortest distance into the virtual plane MD that bisects the vertex TP
  • the positions of the protrusions 51 relative to the first heat transfer tube 2A and the second heat transfer tube 2B are determined so that 2 overlap. Can. Furthermore, it is preferable that the upstream end 51f of the protrusion 51 is positioned upstream of the upstream end 2 beam of the heat transfer tube 2 and the downstream end 51e is positioned downstream of the downstream end 2e of the heat transfer tube 2. These points are the same as in the case of the protrusion 35 described in the fourth embodiment.
  • the height and surface shape of the protrusion 51 are the same as in the case of the protrusion 35 described in the fourth embodiment.
  • the surface 51p in the XY section has a sinusoidal curve (FIGS. 16A and 16B) and The shape of the protrusion 51 can be adjusted to draw a relaxation curve such as a clothoid curve (FIG. 17B). Further, the surface 51p draws a curve including the inflection point between the upstream end 51f and the vertex TP.
  • the shape of the part 51 can be adjusted.
  • the curved force drawn by the surface 51p does not include the inflection point between the upstream end 51f and the apex TP!
  • Embodiments 4 and 5 as in Embodiment 1, the imaginary line extending in the X direction from the upstream ends 5f and 5 If of the protrusions 35 and 51 and the apexes TP of the protrusions 35 and 51, Z direction through TP
  • the first inclined surface that guides air to the first heat transfer tube 2A side and the second inclined surface that guides air to the second heat transfer tube 2B side are formed between the two imaginary lines. Has been.
  • the widths of the protrusions 35 and 51 increase from the upstream ends 5f and 51f to the intermediate portions 5b and 51b, and from the intermediate portions 5b and 51b to the downstream ends 5e and 51e. Is decreasing.
  • the upstream ends 5f and 51f of the protrusions 35 and 51 are located upstream of the centers CI and C2 of the heat transfer tubes 2A and 2B.
  • the middle portions 5b and 51b of the protrusions 35 and 51 are located upstream of the downstream ends 2e of the heat transfer tubes 2a and 2b.
  • the equivalent diameter d of the protrusions 35 and 51 is equal to or larger than the diameter D of the heat transfer tube 2.
  • the height of the protrusions 35 and 51 may be equal to the fin pitch, which may be larger or smaller than the fin pitch. With this configuration, the same effect as in the first embodiment can be obtained.
  • the finned tube heat exchanger 1 can preferably employ the fins 32 shown in the plan view of FIG.
  • the arrangement and dimensions of the heat transfer tube 2 are the same as those in the fourth embodiment. The difference is that between the protrusion 35 formed in the front row and the other protrusion 35 formed in the rear row, the second protrusion 53 having a smaller surface area than the protrusions 35 and 35 is provided. It is a point that is formed. Strictly speaking, in FIG. 21, which is a plan view when the fin 32 is viewed from the height direction (Y direction) perpendicular to the main surface, the diameter d of the second protrusion 53 is the outside of the heat transfer tube 2. Smaller than diameter D. Also
  • the second protrusion 53 protrudes in the same direction as the protrusions 35 and 35 in the front row and the rear row.
  • a slight space is generated between the protrusion 35 in the front row and the protrusion 35 in the rear row. If the second protrusion 53 is formed in this slight space, the heat transfer area is expanded.
  • the region where the second protrusion 53 is formed is a passage for air A whose flow velocity is increased by the action of the protrusions 35 in the front row, so the flow velocity is increased in the second protrusion 53. It is possible to further improve the heat transfer performance by positively applying the generated air A.
  • Such a second protrusion 53 may have a conical shape as in the present embodiment, or may have a elliptical hill shape.
  • conical protrusions 51, 51 are formed in the front row and the rear row, and the front row protrusion 51 and the rear row protrusion 51 are formed.
  • the fin 33 having the second protrusion 53 having a smaller surface area than the protrusions 51 and 51 is also suitable for the same reason as described above.
  • the protrusions 35, 51, 53 described in the fourth to sixth embodiments are all formed so as to protrude in the same direction. However, as mentioned in Embodiment 1, this is not essential. In other words, as shown in FIGS. 23A and 23B, the protrusion 35 protrudes toward the first main surface 34j (the front side of the fin 34) and protrudes toward the second main surface 34k (the back side of the fin 34).
  • the fin 34 formed by mixing with the projecting portion 35 ' can be suitably used as the fin of the fin tube type heat exchanger 1.
  • the metal plate to be the fin 34 is pressed from both sides. By pressing from both sides Therefore, the distortion can be balanced between the front and back surfaces, and the occurrence of warpage can be prevented.
  • the protrusions 35 and 35 ' can have the same dimensions and positions as described in the fourth embodiment, except that the protruding directions are different. Further, it is preferable that the protrusions 35 and 35 ′ are formed in the same number and alternately in the column direction. In such a case, a high warp prevention effect can be obtained. Of course, such a configuration should be combined with all other embodiments.
  • the fin 36 shown in FIGS. 24A and 24B can also be suitably used as a fin of the fin tube type heat exchanger 1.
  • the fin 36 is an application of the fin 32 described in FIG. 21, and the protrusion direction of the second protrusion 53 ′ formed between the protrusion 35 in the front row and the protrusion 35 in the rear row is The projecting direction of the large front and rear projections 35 and 35 is opposite.
  • the large protrusions 35, 35 are all formed so as to protrude toward the first main surface 36j of the fin 36, and the small second protrusion 53 is formed so as to protrude toward the second main surface 36k of the fin 36. Being! Even in this way, the warping prevention effect can be sufficiently obtained.
  • Embodiments 1 to 7 can be implemented in any combination without departing from the scope of the present invention.
  • the second protrusion 53 described in FIG. 21 and the like can be applied to all other embodiments.
  • the fin-tube heat exchanger 1 described above can be applied to a heat pump device that heats or cools an object such as air or water.
  • the heat pump device 70 includes a compressor 71 that compresses the refrigerant, a radiator 72 that radiates the refrigerant compressed by the compressor 71, and an expansion valve 73 that expands the refrigerant radiated by the radiator 72. And an evaporator 74 for evaporating the refrigerant expanded by the expansion valve 73.
  • the compressor 71, the radiator 72, the expansion valve 73, and the evaporator 74 are connected by a pipe 75 to form a refrigerant circuit.
  • a positive displacement expander may be employed.
  • the radiator 72 and the evaporator 74 can be configured to include the fin tube type heat exchanger 1 of the present invention.
  • the heat pump device 70 can be applied to an air conditioner 80 and a water heater 90 as shown in FIG.
  • the heat pump type air conditioner 80 includes an indoor unit 81 to be placed indoors and an outdoor unit 82 to be placed outdoors that forms a refrigerant circuit together with the indoor unit 81.
  • This air conditioner 80 is an air conditioning unit
  • the refrigerant circulation direction is reversed between cooling and heating. Indoor unit during cooling
  • the heat exchanger composing 81 is an evaporator
  • the heat exchanger composing the outdoor unit 82 is a radiator.
  • the heat exchange that forms the indoor unit 81 serves as a radiator
  • the heat exchanger that forms the outdoor unit 82 serves as an evaporator.
  • the fin tube type heat exchanger 1 of the present invention can be suitably employed for the heat exchange for the outdoor unit 82.
  • the heat exchanger that constitutes the outdoor unit 82 works as the evaporator 74 of the heat pump device 70, so it is easy to form frost, especially in winter!
  • the cut-and-raised portions as described with reference to FIG. 37 are not formed. Therefore, the fins are clogged due to frost formation, and heat exchange is performed. If the efficiency drops significantly, there will be no problems.
  • a heat pump type hot water heater 90 includes a heat pump unit 91 and a hot water storage tank unit 92.
  • the heat pump unit 91 includes a heat exchanger 73 that plays a role of warming water and a heat exchanger 74 that collects heat from the outdoors.
  • the finned tube heat exchanger of the present invention can be suitably employed.
  • Heat transfer tube outer diameter 5. Omm
  • Protrusion shape Circle with cos curve (one 90 ° ⁇ X ⁇ 90 °)
  • FIGS. 27 shows the results of Example 1
  • FIG. 28 shows the results of Example 2
  • FIG. 29 shows the results of Example 3
  • FIG. 30 shows the results of Comparative Example 1.
  • Fig. 27 to Fig. 30, Fig. A shows the Nusselt number distribution
  • Fig. B shows the flow velocity distribution.
  • White arrows in the figure indicate the direction of air flow.
  • the region with a large Nusselt number is limited to the front edge of the fin and the vicinity of the heat transfer tube.
  • the region with a large Nusselt number is formed on the surface of the projection where only the front edge of the fin and the vicinity of the heat transfer tube are connected so that the forces of Fig. 27A to Fig. 29A are also divided. Is also expanding.
  • the flux distribution in each figure B is a value at an intermediate position between the fins.
  • the corrugated fins and the fins of the present invention have the same fin pitch, there is no significant difference in the flow velocity distribution.
  • the factors that improve heat transfer performance are mainly that the boundary layer on the fin surface is thin and the flow velocity around the heat transfer tube is large. These two factors appear in the Nusselt number distribution.
  • the boundary layer is thinned on the surface of the protrusion, and further, the flow velocity between the protrusion and the heat transfer tube is increased, thereby corrugated fins. It is possible to achieve a heat transfer coefficient superior to that of heat exchange using As shown in Table 2, the heat exchangers of Examples 1 to 3 have a lower pressure loss than the conventional heat exchanger using corrugated fins.
  • Fin size 27. Omm (air flow direction)
  • X 10.5mm row direction
  • Fin thickness 0. lmm
  • Heat transfer tube outer diameter 7. Omm
  • Protrusion shape Elliptical hill with cos curve (one 90 ° ⁇ X ⁇ 90 °)
  • the shape of the first protrusion a circle with a cos curve (one 90 ° ⁇ X ⁇ 90 °)
  • the shape of the second protrusion a circle with a cos curve (one 90 ° ⁇ X ⁇ 90 °)
  • Diameter of second protrusion 5.7mm
  • Second protrusion height 0.765mm
  • the heat exchange in Example 4 using fins whose protrusions are elliptic hills shows the same tendency as the heat exchange in Examples 1 to 3.
  • the heat exchanger of Example 4 is substantially the same as the heat exchanger of Comparative Example 2 in terms of heat transfer coefficient, and is superior to the heat exchanger of Comparative Example 2 in terms of pressure loss.
  • the flow velocity is large between the front row projection (first projection) and the heat transfer tube, as shown in Fig. 32A and Fig. 32B.
  • the Nusselt number increases on the surface of the second protrusion. That is, the effect of thinning the boundary layer on the surface of the second protrusion is obtained.
  • the heat exchange of Example 5 was substantially the same as the heat exchanger of Comparative Example 2 in terms of heat transfer coefficient, and was superior to the heat exchanger of Comparative Example 2 in terms of pressure loss.

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Abstract

　フィンチューブ型熱交換器１は、第１流体を流通させるべき隙間を形成するために、互いに間隔を空けて平行に並べられた複数のフィン３と、複数のフィン３を貫通する、第２流体を流通させるべき複数の伝熱管２とを備えている。複数の伝熱管２は、第１流体の流れ方向と交差する所定の列方向に並んで配置された第１伝熱管２Ａおよび第２伝熱管２Ｂを含む。フィン３は、第１伝熱管２Ａと第２伝熱管２Ｂとの間に配置され、第１流体を第１伝熱管２Ａ側と第２伝熱管２Ｂ側とに導く突部５を有する。伝熱管２の軸方向から見た突部５の等価直径は、伝熱管２の外径以上である。

Description

フィンチューブ型熱交換器、熱交換器用フィンおよびヒートポンプ装置 技術分野
[0001] 本発明は、フィンチューブ型熱交換器、熱交換器用フィンおよびヒートポンプ装置 に関する。
背景技術
[0002] 従来から、空気調和装置、冷凍冷蔵装置、除湿機、給湯機等に、フィンチューブ型 熱交^^が用いられている。フィンチューブ型熱交 は、所定間隔を空けて平行 に並べられた複数のフィンと、これらフィンを貫通する伝熱管とによって構成されて!ヽ る。
[0003] フィンチューブ型熱交換器には、伝熱促進や圧力損失の低減等を目的として、フィ ン形状に工夫を施したものが知られている。例えば、フィンチューブ型熱交換器では 、通常、伝熱管の風下側は、局所的に熱伝達率の低い死水域となる。そこで、死水 域の低減を目的として、フィンの表面に突起を設けたフィンチューブ型熱交換器が知 られている。
[0004] 例えば、特開平 7— 239196号公報には、表面に微小なディンプルが多数設けら れたフィンを用いたフィンチューブ型熱交^^が開示されている。具体的には、図 34 に示すように、フィン 103上の多数のディンプル 102によって空気が伝熱管 101の風 下側に誘導され、熱伝達率が向上する旨が記載されている。ただし、各ディンプル 1 02が小さいため、空気を伝熱管 101の風下側に誘導する作用は思ったほど得られ ず、熱伝達率の向上はあまり期待できない。
[0005] 特開昭 63— 294494号公報には、フィンの表面に三角錐状の突起を設けたフィン チューブ型熱交^^が開示されている。この熱交^^では、図 35に示すように、三 角錐状の突起 111は伝熱管 112の両側に配設されて 、る。特開昭 63— 294494号 公報には、これらの突起 111によって空気が伝熱管 112の風下側に誘導され、伝熱 管 112の後方において、流れ Aは狭い流れ Cとなって流速が増加するので、伝熱管 112の後方では激しい乱流が生じ、その結果、死水域は極めて小さくなる旨が記載 されている (特開昭 63— 294494号公報の第 4頁右上欄第 17行〜左下欄第 1行参 照)。
[0006] 特開昭 63— 294494号公報に開示された熱交翻 (図 35参照)では、三角錐状 の両突起 111間にお 、て流れが大きく絞られるので、圧力損失が大きくなりやす 、と いう課題があった。また、特開昭 63— 294494号公報に開示された熱交翻は、空 気流速が大き 、乱流領域で使用されるものであり、乱流の促進効果を狙ったもので ある。そのため、空気流速が低い層流領域では、必ずしも満足のいく性能を発揮する ことはできな力 た。
[0007] 特開平 6— 300474号公報には、フィンの表面に四角錐状の突部を設けたフインチ ユーブ型熱交^^が開示されている。図 36に示すように、この熱交^^では、伝熱 管 121の風下側に切起片 122が形成され、四角錐状の突部 123は、隣り合う伝熱管 121の間であって伝熱管 121よりも風下側に配置されて 、る。特開平 6 - 300474号 公報には、突部 123によって空気が切起片 122側へ誘導され、伝熱管 121の風下側 の熱伝達率が向上する旨が記載されている（特開平 6— 300474号公報の第 4頁右 欄第 30行〜第 36行参照)。
[0008] 特開平 6— 300474号公報に開示された熱交換器（図 36参照）では、突部 123は、 伝熱管 121同士の中心線 124よりも風下側に配置されていた。そのため、空気の流 れ方向は、伝熱管 121の中心よりも下流側で変更されることになる。ところが、突部 1 23は比較的小さなものであるので、空気の流れを急に変更することは困難である。し たがって、空気を伝熱管 121の後方に十分に誘導することは難しかった。
[0009] また、特開 2002— 90085号公報には、図 37に示すように、切り起こし 106が形成 されたフィン 105を用いたフィンチューブ型熱交翻が開示されている。このようなフ イン 105は、一般に、スリットフィンと呼ばれている。スリットフィン 105は、圧力損失の 面で若干の不利があるものの、切り起こし 106の前縁で熱伝達率が局所的に高くな る効果、いわゆる前縁効果により、熱交^^の伝熱性能を大幅に向上させる。ただし 、このスリットフィン 105は、切り起こし 106に着霜して目詰まりを起こし、熱交換効率 の大幅な低下を招来するため、その適用対象が制限される。具体的には、比較的低 温の雰囲気で冷媒を蒸発させる蒸発器に適用することが困難である。 [0010] ところで、フィンチューブ型熱交^^では、冷媒と流体 (例えば空気）との伝熱量を 増やすために、流体の速度を上げて熱伝達率を上げようとすると、流体が熱交換器 を通過する際の圧力損失も増加し、流体を流すファンに要する動力が過大となること が知られている。すなわち、伝熱性能の指標である熱伝達率と、圧力損失とはトレー ドオフの関係にある。伝熱性能と圧力損失との両立を試みたフィンチューブ型熱交換 器としては、板状フィンを波状に折り曲げたコルゲートフィンを用いた熱交換器が数 多く提案されている。
[0011] 例えば、図 38Aおよび図 38Bは、特開平 1— 90995号公報に記載されているコル ゲートフィンを示している。このコルゲートフィン 109は、矢印で示される流体の流れ 方向に対して、稜 109aと谷 109bが交互に現れるように成形されたフィンである。この ようなコルゲートフィン 109は、伝熱性能と圧力損失とのバランスに優れるとともに、着 霜による目詰まりの問題も無ぐ適用対象の制限が無いという利点を持つ。
発明の開示
[0012] 近年、ヒートアイランド問題、資源問題、地球環境問題などの様々な問題から、給湯 機や空調機に応用されるヒートポンプ装置の省エネルギー化に対する要望がますま す強くなつてきている。ヒートポンプ装置の更なる省エネルギー化には、圧縮機構や 膨張機構の改良はもとより、熱交換器の改良が不可欠である。具体的には、コルゲー トフインを用いたものよりも伝熱性能に優れ、かつ低圧力損失のフィンチューブ型熱 交翻が求められている。
[0013] 本発明は、力かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、優れた 伝熱性能を有しながらも圧力損失が小さいフィンチューブ型熱交換器を提供すること にある。また、そのフィンチューブ型熱交 を備えたヒートポンプ装置を提供するこ とを目的とする。また、そのフィンチューブ型熱交^^に好適に採用できるフィンを提 供することを目的とする。
[0014] すなわち、本発明は、
第 1流体と第 2流体とを熱交換させるフィンチューブ型熱交^^であって、 第 1流体を流通させるべき空間を形成するために、互いに間隔を空けて平行に並 ベられた複数のフィンと、 複数のフィンを貫通する、第 2流体を流通させるべき複数の伝熱管とを備え、 複数の伝熱管は、第 1流体の流れ方向と交差する所定の列方向に並んで配置され た第 1伝熱管および第 2伝熱管を含み、
列方向に関して第 1伝熱管と前記第 2伝熱管とが互いに隣り合い、
フィンは、第 1伝熱管と第 2伝熱管との間に形成され、第 1流体を第 1伝熱管側と第 2伝熱管側とに導く突部を有し、
伝熱管の軸方向から見た突部の等価直径は、伝熱管の外径以上である、フインチ ユーブ型熱交換器を提供する。
[0015] また、本発明は、上記フィンチューブ型熱交^^に用いられるフィンを提供する。
[0016] また、本発明は、
冷媒を圧縮する圧縮機と、
圧縮機で圧縮された冷媒を放熱させる放熱器と、
放熱器で放熱した冷媒を膨張させる膨張機構と、
膨張機構で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器とを備え、
蒸発器および放熱器の少なくとも一方が、上記フィンチューブ型熱交翻を含む、 ヒートポンプ装置を提供する。
[0017] 上記本発明のフィンチューブ型熱交 は、第 1伝熱管と第 2伝熱管との間に表面 積の大きい突部を形成し、フィンの伝熱面積の拡大を図るとともに、温度境界層およ び速度境界層の発達を抑制することを狙ったものである。伝熱面積の拡大および境 界層の発達の抑制により、フィンチューブ型熱交^^の伝熱性能が向上する。さらに 、伝熱管の軸方向から見た突部の等価直径は、伝熱管の外径以上である。言い換え れば、複数のフィンと平行な平面に突部を正射影した場合に、その平面に現れる突 部の像の面積が伝熱管の断面積以上となる。このような突部によれば、フィンの表面 積を十分に稼ぐことができる。また、比較的寸法の大きい突部は、第 1伝熱管との間 の平坦領域、または第 2伝熱管との間の平坦領域で流速を高める強い作用を第 1流 体に及ぼす。流速が高まると熱伝達率が高まるので好ましい。特に、伝熱管の外周 面 (伝熱管を包囲するフィンカラーの外周面を含む)のうち、突部に対向する側面部 分を熱伝達に十分寄与させることが可能となる。さらに、突部は、伝熱管の後方に第 1流体を誘導する。これにより、伝熱管の後方に大きな死水域が生じることが防止され
、フィンチューブ型熱交換器の伝熱性能が向上する。
図面の簡単な説明
圆 1]フィンチューブ型熱交翻の斜視図
[図 2]実施形態 1のフィンの平面図
[図 3]図 2の III III線断面図
[図 4]変形例の図 3相当図
[図 5]空気の流れを示す実施形態 1のフィンの平面図
圆 6]実施形態 1のフィンの斜視図
[図 7]シミュレーションモデノレの平面図
圆 8]実施形態 1のフィンチューブ型熱交翻の性能特性図
圆 9]温度境界層を模式的に示す実施形態 1のフィンの断面図
[図 10]実施形態 2のフィンの平面図
[図 11]実施形態 2のフィンの斜視図
[図 12]実施形態 3のフィンの平面図
圆 13]実施形態 1のフィンの変形例を示す平面図
[図 14]実施形態 4のフィンの平面図
[図 15]図 14の XV— XV線断面図
圆 16A]突部の形状の一例を示す模式図
圆 16B]突部の形状の他の例を示す模式図
[図 17A]クロソイド曲線を示すグラフ
圆 17B]表面がクロソイド曲線を描く突部の断面図
圆 18]実施形態 4のフィンを用いたフィンチューブ型熱交翻の作用説明図 圆 19]比較例のフィンチューブ型熱交翻の作用説明図
[図 20]実施形態 5のフィンの平面図
[図 21]実施形態 6のフィンの平面図
[図 22]実施形態 6の変形例に係るフィンの平面図
[図 23A]実施形態 7のフィンの平面図 [図 23B]図 23Aの Dl— Dl断面図
[図 24A]実施形態 7の変形例に係るフィンの平面図
[図 24B]図 24Aの D2— D2断面図
[図 25]ヒートポンプ装置の構成図
[図 26]図 25のヒートポンプ装置の応用例を示す模式図
[図 27A]実施例 1の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 27B]図 27Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 28A]実施例 2の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 28B]図 28Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 29A]実施例 3の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 29B]図 29Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 30A]比較例 1の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 30B]図 30Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 31A]実施例 4の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 31B]図 31Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 32A]実施例 5の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 32B]図 32Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 33A]比較例 2の熱交換器のシミュレーション結果 (ヌッセルト数分布）を示す等高 線図
[図 33B]図 33Aに続くシミュレーション結果 (流速分布）を示す等高線図
[図 34]従来のフィンチューブ型熱交換器のフィンの平面図
[図 35]従来のフィンチューブ型熱交換器のフィンの平面図 [図 36]従来のフィンチューブ型熱交換器のフィンの平面図
[図 37]スリットフィンの斜視図
[図 38A]コルゲートフィンの平面図
[図 38B]コルゲートフィンの断面図
発明を実施するための最良の形態
[0019] (実施形態 1)
以下、添付の図面を参照しつつ本発明の実施形態について説明する。 図 1は、本実施形態に係るフィンチューブ型熱交換器の全体斜視図である。フィン チューブ型熱交換器 1は、第 1流体を流通させるべき空間を形成するために、所定間 隔ごとに平行に並べられた複数のフィン 3と、これらのフィン 3を貫通する複数の伝熱 管 2とを備えている。熱交翻1は、フィン 3の主面に沿って流れる第 1流体と、伝熱 管 2の内部を流れる第 2流体とを熱交換させるものである。本実施形態では、フィン 3 の主面に沿って空気 Aが流れ、伝熱管 2の内部には冷媒 Bが流れる。フィン 3を貫通 する複数の伝熱管 2は、冷媒 Bが順番に流れるように 1本につながつている。なお、伝 熱管 2の内部を流れる流体およびフィン 3の主面に沿って流れる流体の種類や状態 は、特に限定される訳ではない。それら流体は、気体であってもよぐ液体であっても よい。また、複数の伝熱管 2は、必ずしも 1本につながっていなくてもよい。
[0020] 熱交換器 1は、空気 Aの流れ方向（X方向）がフィン 3の積層方向（Y方向）および伝 熱管 2の列方向 (Z方向）とほぼ直交するような姿勢で設置される。ただし、十分な熱 交換量を確保できる限り、気流方向は X方向から若干傾斜していてもよい。なお、本 明細書中では、フィン 3の主面に垂直な方向である積層方向（Y方向）を高さ方向と 定義する。
[0021] フィン 3は、長方形かつ平板状の形状を有し、図 1中に示す Y方向に沿って並べら れている。本実施形態では、フィン 3は一定の間隔（フィンピッチ）で並べられている。 フィンピッチは、例えば 1. Omm〜l. 5mmである。ただし、フィンピッチは必ずしも一 定である必要はなぐ異なっていてもよい。図 3に示すように、フィンピッチ FPは、隣り 合う 2つのフィン 3, 3の厚さ方向に関する中心間距離で表される。フィン 3は、例えば 、打ち抜きカ卩ェされた肉厚 0. 08〜0. 2mmの金属板で構成することができる。金属 板は、例えば、アルミニウム製の平板である。フィン 3の長手方向に沿って複数の貫 通孔 3h (図 2)が千鳥状に形成され、それら貫通孔 3hの各々に伝熱管 2が嵌め込ま れている。なお、フィン 3の表面には、ベーマイト処理または親水性塗料の塗布など の親水性処理、あるいは撥水性処理が施されて 、ることが好ま 、。
[0022] 図 2は、図 1の熱交^^に用いられたフィンの平面図である。ただし、伝熱管 2につ いては、フィン 3の主面 (詳しくは、突部 5が形成されていない平坦領域での主面）に 平行な断面が現れている。図 2に示すように、伝熱管 2は、フィン 3の長手方向に平行 な列方向に沿って、前後 2列に配置されている。つまり、各列の貫通孔 3hの中心を 結ぶ直線は、フィン 3の前縁 30pに平行である。 1列目の伝熱管 2と 2列目の伝熱管 2 とは、 Z方向に管ピッチの 1Z2だけずれている。すなわち、伝熱管 2は千鳥状に配置 されている。同じ列に属する 2本の伝熱管 2, 2の中心間の最短距離（=管ピッチ）は 、例えば、当該伝熱管 2の外径 Dの 2倍〜 3倍に設定することができる。伝熱管 2の外 径 Dは、例えば lmn！〜 20mmであり、フィン 3に形成されている貫通孔 3hの開口径 に一致する。伝熱管 2は、貫通孔 3hを形成するフィンカラー 3aと密着しており、当該 フィンカラー 3aに嵌合されている。このような伝熱管 2は、銅や銅合金等の良導性金 属で構成された、内面が平滑な平滑管または内面に溝が形成された溝付き管である
[0023] フィン 3の表面には、正四角錐状の突部 5が形成されている。突部 5は、フィン 3の一 方の面から突出しており、各列の伝熱管 2の間にそれぞれ配置されている。本実施 形態では、突部 5は列方向に隣り合う伝熱管 2の間の中間位置に配置されている。 Y 方向から見たときの突部 5の面積、つまり、図 2の平面図における突部 5の面積は、伝 熱管 2の面積と同等以上に設定されている。すなわち、突部 5の等価直径 d d2Z4 =S (面積)で定義される d)は、伝熱管 2の外径 D以上である。具体的には、本実施 形態では、突部 5の下辺の長さ 1が伝熱管 2の外径 Dと等しぐ突部 5の等価直径 dは 伝熱管 2の外径 Dよりも大きくなつている。なお、符号 Lは、突部 5の気流方向長さ (X 方向長さ）を示している。
[0024] 突部 5の Z方向の幅は、空気 Aの流れ方向に沿って、上流端 8aから中途部 8bまで は増加し、中途部 8bから下流端 8cまでは減少している。突部 5は、図 2の左上側に 位置する第 1傾斜面 6aと、左下側に位置する第 2傾斜面 6bと、右下側に位置する第 3傾斜面 6cと、右上側に位置する第 4傾斜面 6dとを有している。第 1傾斜面 6aと第 2 傾斜面 6bとは、 X方向に延びる稜線 7aによって仕切られている。第 1傾斜面 6aは、 隣り合う一方の伝熱管 2A (以下、第 1伝熱管という）側に傾斜しており、第 2傾斜面 6b は、他方の伝熱管 2B (以下、第 2伝熱管という）側に傾斜している。第 1傾斜面 6aと 第 4傾斜面 6dとは、 Z方向に延びる稜線 7bによって仕切られている。また、第 2傾斜 面 6bと第 3傾斜面 6cも、稜線 7bによって仕切られている。
[0025] 本熱交 では、突部 5は比較的上流側に配置されている。具体的には、突部 5 の上流端 8aは、各伝熱管 2の中心 Cよりも上流側に位置している。突部 5の中途部 8 bは、伝熱管 2の下流端 2eよりも上流側に位置している。言い換えると、突部 5の上流 端 8aは、伝熱管 2の中心 C同士を結んだ線 9よりも上流側に位置し、突部 5の中途部 8bは、伝熱管 2の下流端 2e同士を結んだ線 10よりも上流側に位置している。なお、 突部 5の下流端 8cは、伝熱管 2の下流端 2eよりも下流側に位置して 、る。
[0026] 図 3に示すように、本実施形態では、突部 5の高さ Hはフィンピッチ FPよりも大きい。
そのため、 Y方向に隣り合うフィン 3同士において、一方のフィン 3の突部 5の一部は、 他方のフィン 3の突部 5の裏側に入り込んでいる。ただし、突部 5の高さ Hはフィンピッ チ FPと等しくてもよぐフィンピッチ FPよりも小さくてもよい。突部 5の高さ Hは、例えば 、フィンピッチ FPの 0. 2倍〜 2倍であってもよぐフィンピッチ FPの 0. 5〜2倍であつ てもよい。
[0027] ただし、図 4に示すように、突部 5の高さ Hがフィンピッチ FPよりも小さければ、上流 側から下流側を見たときに、隣り合うフィン 3間に、 X方向に延びる真っ直ぐな間隙 G が形成されることになる。そのため、圧力損失を低減させる観点からは、突部 5の高さ Hはフィンピッチ FPよりも小さい方が好ましい。伝熱特性の向上および圧力損失の低 減の双方のバランスを考慮すると、突部 5の高さ Hは、フィンピッチ FPの 0. 2倍以上（ 好ましくは 0. 25倍以上)かつ 1倍未満が好ましい。
[0028] 次に、本熱交翻 1における空気の流れにっ 、て説明する。
[0029] 図 5に示すように（図 6も参照）、フィン 3の前方力 流れてきた気流 A1は、突部 5に 衝突する。次に、衝突後の気流の一部 A2は、第 1傾斜面 6aによって第 1伝熱管 2A 側に誘導され、他の気流 A2'は、第 2傾斜面 6bによって第 2伝熱管 2B側に誘導され る。そして、第 1傾斜面 6aに誘導された気流 A2は、第 1伝熱管 2Aの後方に回り込む 。また、第 2傾斜面 6bに誘導された気流 A2'は、第 2伝熱管 2Bの後方に回り込む。 その結果、フィン 3の第 1伝熱管 2Aおよび第 2伝熱管 2Bの後方部分において、熱伝 達率の低下が抑制され、死水域の面積が低減される。
[0030] 次に、いったん第 1伝熱管 2Aの後方に回り込んだ気流 A3は、 2列目の突部 5に衝 突し、当該突部 5の第 2傾斜面 6bによって、 2列目の伝熱管 2C側に誘導される。同 様に、いったん第 2伝熱管 2Bの後方に回り込んだ気流 A3'は、 2列目の突部 5に衝 突し、当該突部 5の第 1傾斜面 6aによって、上記伝熱管 2C側に誘導される。そして、 上記傾斜面 6a, 6bによって誘導された気流 A4, A4'は、伝熱管 2Cの後方に回り込 む。その結果、フィン 3の伝熱管 2Cの後方部分においても、熱伝達率の低下が抑制 され、死水域の面積が低減される。
[0031] 表 1に、従来のコルゲートフィン (フィンを波状に折り曲げたフィン。例えば、特開平 1 — 90995号公報の第 1図および第 2図参照）を備えたフィンチューブ型熱交換器と、 本実施形態のフィンチューブ型熱交換器 (具体的形状は図 7参照）とを比較したシミ ユレーシヨン結果を示す。本シミュレーションにあたっては、フィンの厚みは 0. lmm、 フィンピッチは 1. 5mm、伝熱管の外径は 7. Omm、前面風速 Vairは lmZsとした。 なお、表 1中の「円錐フィン」は、後述の実施形態 2のフィンチューブ型熱交翻を表 している。
[0032] [表 1]
Figure imgf000012_0001
[0033] 熱交換器の性能評価に際しては、熱伝達率 αは大きい方が好ましぐ圧力損失 Δ Ρは小さい方が好ましい。すなわち、 α Ζ Δ Ρが大きい方が好ましい。表 1から分かる ように、本実施形態のフィンチューブ型熱交換器では、《Ζ Δ Ρは、突部 5の気流方 向長さ Lが長くなるほど大きくなり、突部 5の高さ Ηが高くなるほど小さくなる。すなわち 、 α Ζ Δ Ρは、パラメータ LZHが大きくなるほど大きくなる。そこで、図 8に、パラメ一 タ LZHを横軸にとり、パラメータひ Z Δ P (従来フィンに対する比率)を縦軸にとった グラフを示す。この図力も分力るように、 LZHが 5. 5よりも大きければ、従来のコルゲ 一トフイン式の熱交^^よりもひ Ζ Δ Ρの値が高くなることが分かる。したがって、 L/ Hは 5. 5よりも大きいことが好ましい。
[0034] 以上のように、本実施形態のフィンチューブ型熱交換器 1によれば、フィン 3は伝熱 管 2A, 2Bの間に四角錐状の突部 5を有しており、突部 5は、空気を一方の伝熱管 2 A側と他方の伝熱管 2B側とに切り分けるように形成されている。すなわち、突部 5に は、空気を一方の伝熱管 2A側に誘導する第 1傾斜面 6aと、空気を他方の伝熱管 2B 側に誘導する第 2傾斜面 6bとが形成されている。そして、突部 5の上流端 8aは、各伝 熱管 2A, 2Bの中心 Cよりも上流側に位置している。そのため、空気は、各伝熱管 2A , 2Bの中心 Cよりも上流側で誘導され始めるので、比較的早くから流れ方向を変更し 始めること〖こなる。その結果、各伝熱管 2A, 2Bの後方に空気が回り込みやすくなる。 したがって、本実施形態によれば、死水域を低減させることができる。
[0035] また、突部 5において最も幅の広い部分である中途部 8bは、各伝熱管 2A, 2Bの下 流端 2eよりも上流側に位置している。このことによつても、空気は各伝熱管 2A, 2Bの 後方に回り込みやすくなり、死水域の低減が図られる。
[0036] また、本実施形態では、突部 5が空気を一方の伝熱管 2A側と他方の伝熱管 2B側 とに切り分けた後、突部 5と各伝熱管 2A, 2Bとの間の空間で空気の流れが加速され る。そのため、空気の流れが加速された分だけ、フィン 3の熱伝達率が向上する。
[0037] また、加速した空気は、下流側に設けた突部 5に衝突する。その結果、下流側の突 部 5において温度境界層が薄くなる。そのため、下流側の突部 5における熱伝達率の 向上が図られ、ひ 、てはフィン 3全体の熱伝達率が向上する。
[0038] また、突部 5の幅は、上流端 8aから中途部 8bまでは増加し、中途部 8bから下流端 8cまでは減少している。そのため、上流端 8aから中途部 8bに至る部分 (第 1傾斜面 6 aおよび第 2傾斜面 6b)で空気を各伝熱管 2A, 2B側に誘導した後は、空気の流路を 狭めないようになつている。したがって、本実施形態の突部 5によれば、圧力損失が 大きくなりすぎることを防止することができる。
[0039] 本熱交換器 1では、突部 5は比較的上流側に配置されている。そのため、図 9に示 すように、フィン 3の前縁から発達する温度境界層 BLは、十分に発達する前 (温度境 界層 BLが厚くなる前）に突部 5と衝突することになる。その結果、突部 5における温度 境界層は薄くなり、突部 5の熱伝達率は高くなる。すなわち、本熱交換器 1によれば、 突部 5が上流側に配置されているので、突部 5の熱伝達率を向上させることができ、 この点においても伝熱性能の向上を図ることができる。
[0040] また、本熱交換器 1によれば、突部 5の等価直径 dは伝熱管 2の外径 D以上であり、 突部 5は比較的大きく形成されている。そのため、比較的大きな規模で流れ方向を変 更させることができる。したがって、空気の流速が比較的小さい場合 (例えば、前面風 速が 2mZs未満)や特に小さ!、場合 (例えば、前面風速が lmZs未満)であっても、 伝熱管 2の後方に空気を良好に誘導することができる。本熱交翻1によれば、層流 状態の気流に対しても、良好な伝熱特性を発揮することができる。また、このように突 部 5が比較的大きく形成されているので、突部 5と伝熱管 2との間において空気を局 所的に大きく加速させることができ、熱伝達率を向上させることができる。
[0041] なお、突部 5を大きくする観点からは、フィン 3の全体 (ただし、伝熱管断面積部分を 除く）に占める突部 5の占有面積をある程度大きくすることが好ましい。そこで、突部 5 の占有面積は、例えば、前述のシミュレーションモデルにおける占有面積（30%)以 上、かつ、伝熱管 3の間に突部 5を配置できる最大の値 (例えば、 75%)未満であつ てもよい。また、より望ましくは、表 1に示すように 43%以上で、かつ、 73%以下の占 有面積であれば、 0；7 ？の値が1以上となり、適切である。
[0042] また、本実施形態では、突部 5は四角錐状に形成されているので、第 1傾斜面 6aお よび第 2傾斜面 6bにおいて、空気の流れ方向を比較的急激に変更させることができ る。そのため、空気を伝熱管 2の後方により効率的に導くことができる。
[0043] また、本実施形態では、フィンの表面全体が平らな場合と比較すると、突部 5の分だ けフィン 3の表面積が大きくなつている。したがって、伝熱面積の拡大により、熱交換 量を増加させることができる。なお、伝熱面積の増加量は特に限定される訳ではない 力 例えば 3〜5%である。
[0044] なお、本熱交換器 1が空気を冷却する冷却器 (例えば、冷凍サイクル装置の蒸発器 等）として用いられた場合には、フィン 3の表面に結露が生じることがある。また、本熱 交換器 1が寒冷地における室外機等に設けられた場合、フィン 3の表面に着霜が生 じることがある。ところが、本熱交^^ 1によれば、フィン 3の突部 5以外の部分は、表 面が平らである。そのため、いわゆるスリットフィンと比べて、結露水またはデフロスト 後の水滴はフィン 3の表面に滞留しにくぐ速やかに流れ落ちやすい。したがって、本 熱交換器 1は、冷却器としても優れた効果を発揮する。
[0045] 本実施形態では、突部 5はフィン 3の一方の面力 突出していた力 一部の突部 5 をフィン 3の一方の面力 突出させ、他の突部 5をフィン 3の他方の面力 突出させる ようにすることも可能である。例えば、列方向に並ぶ複数の突部 5を、フィン 3の表側 および裏側に交互に突出させるようにしてもよい。
[0046] 突部 5の気流方向長さは、特に限定される訳ではない。例えば、フィン 3の気流方 向長さが 36mmの場合、突部 5の長さを 4. 5mm以上かつ 36mm未満に設定しても よい。
[0047] また、突部 5の形状は、四角錐状に限定される訳ではない。空気 Aを第 1伝熱管 2A と第 2伝熱管 2Bに導く効果や死水域の生成を阻止する効果など、本明細書に示す 有意な効果が得られるものであれば、突部 5の形状が三角錐状のような他の角錐状 であってもよい。
[0048] また、図 13に示すようなフィン 43も実施形態 1のフィンの一変形例として提案するこ とができる。図 13に示すフィン 43の突部 45は、フィン 43を平面視した場合に観察さ れる外形 45sがひし形を示すものである。突部 45は、 4つの傾斜面から構成される四 角錐状であることが好ましい。突部 45の向きは、ひし形の外形 45sの 2つの対角線の うち、長い対角線が X方向に平行、かつ短い対角線力 ¾方向に平行となるように定め られている。突部 45のその他の構成については、実施形態 1の突部 5と共通である。
[0049] さらに、以下の実施形態で説明する他の形状の突部も好適に採用できる。 [0050] (実施形態 2)
図 10および図 11に示すように、本実施形態のフィン 13は、突部 15が円錐状に形 成されたものである。本実施形態では、突部 15には明確な稜線が存在しない。しか し、上流端 8aから頂点 11に向かって X方向に延びる仮想線 7aと、頂点 11を通って Z 方向に延びる仮想線 7bとを仮定すると、仮想線 7aと仮想線 7bとの間には、空気を第 1伝熱管 2A側に導く第 1傾斜面 6aと、空気を第 2伝熱管 2B側に導く第 2傾斜面 6bと が形成されている。
[0051] 本実施形態においても、突部 15の幅は、上流端 8aから中途部 8bまでは増加し、中 途部 8bから下流端 8cまでは減少している。突部 15の上流端 8aは、各伝熱管 2A, 2 Bの中心 Cよりも上流側に位置している。突部 15の中途部 8bは、各伝熱管 2A, 2B の下流端 2eよりも上流側に位置している。突部 15の直径 dは、伝熱管 2の直径 D以 上である。
[0052] なお、突部 15の高さは、フィンピッチよりも大きくてもよぐ小さくてもよい。また、突部 15の高さは、フィンピッチと等しくてよい。
[0053] その他の構成は、実施形態 1と同様であるので、それらの説明は省略する。
[0054] 本実施形態においても、実施形態 1と同様、伝熱管 2の後方の死水域の面積が小 さくなる。したがって、伝熱特性の向上を図ることができる。また、本実施形態によれ ば、第 1傾斜面 6aおよび第 2傾斜面 6bは曲面であり、それぞれ第 1伝熱管 2A側およ び第 2伝熱管 2B側に向力つて、空気を比較的穏やかに誘導することができる。
[0055] (実施形態 3)
図 12に示すように、実施形態 3に係るフィン 23は、突部 25が楕円錐状に形成され ているものである。ここでは、楕円率 (長軸と短軸との比）は、約 2に設定されている。 ただし、突部 25の楕円率は特に限定される訳ではない。楕円率は、 1よりも大きくか つ 2以下であってもよぐ 0. 5以上かつ 1未満であってもよい。突部 25は、 X方向に細 長！ヽ楕円錐状であってもよく、 Z方向に細長 、楕円錐状であってもよ!/、。
[0056] 本実施形態においても、突部 25には明確な稜線は存在しない。しかし、実施形態 2と同様、上流端 8aから頂点 11に向力つて X方向に延びる仮想線 7aと、頂点 11を通 つて Z方向に延びる仮想線 7bとを仮定すると、仮想線 7aと仮想線 7bとの間には、空 気を第 1伝熱管 2A側に導く第 1傾斜面 6aと、空気を第 2伝熱管 2B側に導く第 2傾斜 面 6bとが形成されている。
[0057] 本実施形態においても、突部 25の幅は、上流端 8aから中途部 8bまでは増加し、中 途部 8bから下流端 8cまでは減少している。突部 25の上流端 8aは、各伝熱管 2A, 2 Bの中心 Cよりも上流側に位置している。突部 25の中途部 8bは、各伝熱管 2A, 2B の下流端 2eよりも上流側に位置している。突部 25の等価直径 dは、伝熱管 2の直径 D以上である。また、突部 25の高さは、フィンピッチよりも大きくてもよぐ小さくてもよく 、フィンピッチと等しくてよい。
[0058] その他の構成は、実施形態 1と同様であるので、それらの説明は省略する。
[0059] 本実施形態においても、実施形態 1と同様、伝熱管 2の後方の死水域の面積が小 さくなり、伝熱特性の向上を図ることができる。また、実施形態 2と同様、第 1傾斜面 6a および第 2傾斜面 6bは曲面であり、それぞれ第 1伝熱管 2A側および第 2伝熱管 2B 側に向力つて、空気を比較的穏やかに誘導することができる。さらに、本実施形態に よれば、突部 25の楕円率を適宜変更することにより、第 1伝熱管 2Aおよび第 2伝熱 管 2Bに対する空気の誘導度合いを適宜に設定することができる。したがって、熱交 1の使用条件に応じて突部 25の楕円率を適宜に設定することにより、伝熱特性 のより一層の好適化または最適化を図ることができる。
[0060] 次に、突部が円丘状または楕円丘状に形成されているフィンの実施形態について 説明する。
[0061] (実施形態 4)
図 14は、実施形態 4に係るフィンの平面図である。フィン 30の表面には、楕円丘の 形状を有する突部 35が形成されている。突部 35は、フィン 30の一方の面カゝら全て同 じ方向に突出するとともに、同じ列の隣り合う 2本の伝熱管である第 1伝熱管 2Aと第 2 伝熱管 2Bとの間に位置している。つまり、伝熱管 2と突部 35が列方向に交互に現れ る。突部 35をフィン 30と平行な仮想平面に正射影すると、その仮想平面に現れる像 は楕円形である。また、その仮想平面に現れる突部 35の像の面積は、長さ方向に直 交する径方向に切断したときの伝熱管 2の断面積よりも大きい。言い換えれば、主面 に垂直な高さ方向（Y方向）からフィン 30を平面視したときの平面図である図 14にお いて、突部 35の外形 5sは楕円形であるとともに、その等価直径(1 (兀(12/4 = 3 (面積 )で定義される d)が、伝熱管 2の外径 Dよりも大である。例えば、楕円形をなす外形 5s の長径 dが伝熱管 2の外径 Dよりも大、その長径 dに対して短径 dが d≤d≤2dの
1 1 2 2 1 2 範囲内となるように、突部 35の大きさを調整することができる。なお、伝熱管 2の上記 断面積は、伝熱管 2を配置するためにフィン 30に形成されている貫通孔 3hの開口面 積に一致する。
[0062] また、図 14に示すように、突部 35は、第 1伝熱管 2Aと第 2伝熱管 2Bとの間に 1つ のみ形成されている。つまり、列方向に沿って突部 35と貫通孔 3hが交互に形成され ている。突部 35の配置は、貫通孔 3hの間を縫うような千鳥状である。例えば、特開平 7 - 239196号公報で開示されて 、るように、隣り合う 2本の伝熱管の間に多数の小 さい突部を形成する場合、加工上の問題力 突部の高さを稼ぐことが困難である。そ して、そのような小さい突部は、空気 Aを誘導する作用が弱い。また、高さが不十分な 突部は、未加工の平板に対する伝熱面積の増加率も低ぐ境界層の発達を抑制する 作用もあまり期待できない。これに対し、本実施形態の突部 35によれば、高さ Hを十 分に稼ぐことができるので、空気 Aを伝熱管に向けて誘導する作用が強い。また、未 加工の平板に対する伝熱面積の増加率を比較的容易に高くすることが可能であると ともに、境界層の発達を抑制する作用も強ぐ伝熱性能の向上を十分に期待できる。
[0063] また、先に説明したように、伝熱管 2は、フィン 30の前縁 30p寄りの前列と、その前 列と平行な後列との前後 2列に千鳥状に配置されている。前列に配置された隣り合う 2本の伝熱管 2, 2の間に形成されている突部 35と同一形状および同一寸法を有す る他の突部 35が、後列に配置された隣り合う 2本の伝熱管 2, 2の間にも形成されて いる。これにより、前列同様、後列でも熱伝達率の向上効果を期待できる。
[0064] 突部 35の位置や向きは、次のように定めることが好ましい。図 14に示すように、フィ ン 30の主面および列方向に直交する方向（X方向）における突部 35の上流端 5fは、 伝熱管 2A, 2Bの上流端 2はりもフィン 30の前縁 30p (上流側の外縁)寄りに位置し ている。このようにすれば、フィン 30の前縁 30pに差し掛かった空気 Aを、いち早く伝 熱管 2に向けて誘導することができ、伝熱性能の向上に有利である。他方、突部 35 の下流端 5eは、伝熱管 2A, 2Bの中心 CI, C2よりもフィン 30の前縁 30pから離れて いる、つまり、空気 Aの流れ方向の下流側に位置している。このようにすれば、フィン 3 0の主面上を流れる空気 Aを伝熱管 2A, 2Bの後方に効率よく誘導することができ、 熱伝達に寄与しない死水域が形成されることを抑制できる。好ましくは、本実施形態 のように、突部 35の下流端 5eが、伝熱管 2A, 2Bの下流端 2eよりも空気 Aの流れ方 向の下流側に位置して 、ることである。
[0065] また、外形 5sが楕円形の突部 35は、楕円の短軸が、第 1伝熱管 2Aおよび第 2伝熱 管 2Bの並ぶ列方向（Z方向）に平行となるように、向きが定められている。つまり、空 気 Aの流れ方向と楕円の長軸とが平行である。このようにすれば、突部 35の左右に 空気 Aをよりスムーズに誘導することができ、突部 35を形成したことによる圧力損失の 増大の程度を小さくすることができる。もちろん、楕円の長軸が列方向に平行となる 向きとすることも可能である。
[0066] また、突部 35は、第 1伝熱管 2Aの中心 C1と第 2伝熱管 2Bの中心 C2から等距離と なる位置に形成されている。すなわち、突部 35は、第 1伝熱管 2Aの中心 C1と第 2伝 熱管 2Bの中心 C2を最短距離で結ぶ線分 C 1 C2を垂直二等分する仮想平面 MDに 、当該突部 35を正射影した平面における楕円形の像の長軸が含まれるように、第 1 伝熱管 2Aおよび第 2伝熱管 2Bに対する位置が定められている。このようにすれば、 突部 35と第 1伝熱管 2Aとの間の平坦領域、および突部 35と第 2伝熱管 2Bとの間の 平坦領域の双方に均一に空気 Aを流すことができる。つまり、第 1伝熱管 2Aと第 2伝 熱管 2Bの双方を等しく熱伝達に寄与させることが可能となり、こうした場合にフインチ ユーブ型熱交 の伝熱性能を最大化することができる。
[0067] 図 15に示すように、突部 35の高さ Hは、フィン 30の厚さ方向に関する中心間距離 であるフィンピッチを FPとしたとき、 (FP/4)≤H≤FPを満足するように調整されて いる。各フィン 30は、突部 35の形成されている位置が高さ方向で一致するように並 ベられている。突部 35の高さ Hがフィンピッチ FPよりも小さければ、上流側から下流 側を見たときに、隣り合う一方のフィン 30と他方のフィン 30との間に、 X方向に真つ直 ぐ延びる間隙 Gが形成される。そのため、圧力損失を低減させる観点からは、突部 35 の高さ Hはフィンピッチ FPよりも小さい方が好ましい。他方、伝熱面積を稼いで伝熱 性能を向上させる観点からは、突部 35の高さ Hを大きくすることが好ましい。このよう に、伝熱性能と圧力損失はトレードオフの関係にあるが、上記範囲内で突部 35の高 さ Hを調整することにより、圧力損失の増大を極力抑制しつつ、伝熱特性を向上させ る効果を最大限に得ることができる。
[0068] また、突部 35は、その頂点 TPに向力つて高さ Hが単調増加している。頂点 TPは
1 1
、当該突部 35を平面視したとき、楕円の中心に一致する。このような形状とすれば、 空気 Aが頂点 TPに向力つてスムーズに流れるので、圧力損失の増大を抑制するこ
1
とがでさる。
[0069] 突部 35の表面形状については、いくつかの好ましい例を挙げることができる。まず 、図 15に示すフィン 30の断面図は、当該フィン 30の平坦領域での主面に垂直かつ 突部 35の長軸を含む XY断面を表している。 XY断面は、空気 Aの流れ方向に平行 かつフィン 30の主面に垂直な断面でもある。この XY断面で表面 5p (外周面）が曲線 を描くように、突部 35の形状を調整することができる。その曲線は、例えば正弦曲線 である。図 16Aに示す具体例において、上記 XY断面で突部 35の表面 5pは、 Y=K cos (X) {K:定数，— 90° ≤X≤90° }で表される正弦曲線を描く。
[0070] また、図 16Bに示すように、表面 5pが XY断面で Y=Kcos (X) {K:定数，—180° ≤Χ≤180° }で表される正弦曲線を描くように、突部 35の形状を調整してもよい。 すなわち、突部 35の表面 5ρは、上流端 5fに対応する— 180° の位置でフィン 30の 平坦領域の主面に連続的につながる。このような表面形状であれば、突部 35に乗り 上げるように流れる空気 Aの流速が低下しにくぐ突部 35の高さ Hを稼ぎつつも圧力 損失の増大を食 、止めることができる。
[0071] 曲がり方の度合いを連続的にすることができる他の曲線としてクロソイド曲線があり、 このクロソイド曲線を突部 35の表面形状に採用することが可能である。すなわち、突 部 35は、上記 XY断面で表面 5pがクロソイド曲線を描くように、その形状を調整する ことができる。図 17Aにクロソイド曲線を示す。
[0072] 一般に、曲線の曲がり具合は、曲率円で表される。曲がり具合が飛躍することなぐ 連続して小から大へ、あるいは大力 小へと変化する曲線は、高速道路の線形に最 適である。そのような曲線の最たる例が"クロソイド"である。クロソイドの曲率円の半径 rは、曲線上の道のり（図 17Aでは原点力もの距離 s)に反比例する。すなわち、下記 の極方程式（1)によって定義される曲線がクロソイドである。
r=a2/s (a :定数） …（1)
[0073] XY断面で表面 5pがクロソイド曲線を描くようにするといつても、単一のクロソイド曲 線は突部 35の表面 5pに適合しない。したがって、 XY断面に現れる表面 5pのうち、 上流端 5fから頂点 TPに至る登り区間を複数区間に分割し、それら分割された区間
1
の各々がクロソイド曲線で描かれるように、突部 35の形状を調整することができる。区 間の境界において、曲率円の半径が連続的に変化するように調整を行うとよい。頂 点 TP力 下流端 5eに至る下り区間は、登り区間と対称にすればよい。このようにす
1
れば、 XY断面で表面 5pの全部がクロソイド曲線を描くこととなる。
[0074] あるいは、表面 5pの一部がクロソイド曲線、残部が円弧等の他の曲線を描くように、 突部 35の形状を調整してもよい。例えば、図 17Bの XY断面に示すように、クロソイド 曲線の導入区間を 5合目まで、つまり、上流端 5fに対応する位置力 高さ Hの半分に 対応する位置までとする。 5合目から 10合目まで、つまり、高さ Hの半分に対応する 位置力も頂点 TPを含む上半分は、円弧を描くようにする。フィン 30の平坦領域と突
1
部 35の裾が緩やかに接続してさえ 、れば、上流端 5fに空気 Aが差し掛カつたとき、 その上流端 5fで流速が急激に低下することを抑制する効果は得られる。また、図 17 Bに示すクロソイド曲線の区間が他の緩和曲線（曲率円の半径が連続的に変化する 曲線）、例えば、先に説明した正弦曲線や三次放物線であってもよい。
[0075] もちろん、上記 XY断面において表面 5pの描く曲線力 上流端 5fと頂点 TPとの間 で変曲点を含まないように、突部 35の形状を調整する場合の利点もある。変曲点を 含む場合（図 16B)は性能に優れる力 変曲点を含まない場合（図 16A)はプレスし やすい、すなわち作製が容易という利点がある。例えば、上記 XY断面で、突部 35の 表面 5pは、上流端 5fに対応する位置から頂点 TPを経て下流端 5eに至るまでの全
1
区間が円弧で表されるものであってもよい。
[0076] また、当該フィン 30の主面に垂直かつ短軸を含む断面、つまり、 YZ断面で表面 5p が正弦曲線やクロソイド曲線等の緩和曲線を描くように、突部 35の形状を調整するこ とが望ましい。より好ましくは、当該フィン 30の主面に垂直かつ頂点 TPを含む任意
1
の断面で表面 5pが緩和曲線を描くように、突部 35の形状を調整することである。この ようにすれば、流速の低下を抑制する効果を最大限に得ることができるとともに、突部
35に差し掛カつた空気 Aを伝熱管 2に向けてよりスムーズに誘導できる。
[0077] このように、突部 35の形状は、フィン 30の主面に垂直かつ楕円の短軸または長軸 を含む断面で、上流端 5fと頂点 TPとの間で変曲点を含む曲線を表面 5pが描くよう
1
に調整することができる。そのようにすれば、突部 35での流速低下を抑制する効果を 期待できる。フィン 30の主面に垂直かつ頂点 TPを含む任意の断面で、表面 5pが変
1
曲点を含む曲線を描くように、突部 35の形状を調整することも可能である。
[0078] 他方、変曲点を含まない曲線を表面 5pが描くようにすれば、フィン 30の作製が容 易である。すなわち、フィン 30の主面に垂直かつ頂点 TPを含む任意の断面で、表
1
面 5pが変曲点を含まない曲線を描くように、突部 35の形状を調整することができる。
[0079] 次に、本実施形態のフィンチューブ型熱交 の作用を説明する。
図 18に示すように、フィン 30の前縁 30pに到達した空気 Aは、フィン 30の主面に平 行かつ長手方向に直交する方向力 フィン 30の主面上、つまり、フィンチュ一ブ型熱 交 に案内される。フィン 30を貫通するように伝熱管 2が配置されているので、空 気 Aは、伝熱管 2を避けて流れる。また、フィン 30には、突部 35が形成されているの で、空気 Aは、突部 35を避けて流れる傾向を示す。換言すれば、突部 35は、空気 A を伝熱管 2に向けて誘導する。この結果、突部 35と伝熱管 2との間に流速が高められ た空気の流れ AFが作り出される。流速が増すと、熱伝達率が高まる。特に、図 18中 に破線で示される伝熱管 2の側面付近での熱伝達率が高まるので、伝熱管 2の中を 流れる冷媒の熱を効率よく空気 Aに移動させることが可能となる。あわせて、空気 Aが 突部 35の上流端 5fに当たることによる前縁効果と、突部 35での境界層の発達を抑 制する効果と、空気が伝熱管 2の後方に向力つて流れることによる死水域 DSの低減 効果とに基づき、フィンチューブ型熱交換器 1の伝熱性能が高まる。また、突部 35は 、既に説明したように、圧力損失の増大を可能な限り抑制する形状に調整されている 。本発明者らが行った計算機シミュレーションの結果によれば、従来のコルゲートフィ ンを用いた熱交換器の圧力損失を 1とすると、本実施形態の熱交換器の圧力損失は 0. 91と、約 10%/J、さい。
[0080] 一方、本発明と比較するために、図 19に示すように、第 1伝熱管 2Aと第 2伝熱管 2 Bとの間に楕円丘の形状を有する 2つの突部 205a, 205bが形成されて!、るフィン 20 3を考える。各突部 205a, 205bの等価直径 (面積が等しい円に換算したときのその 円の直径）は、伝熱管 2の外径 Dよりも小さい。一方の突部 205aは、第 1伝熱管 2A に向けて空気 Aを誘導し、当該突部 205aと第 1伝熱管 2Aとの間に流速が高められ た空気の流れ AFを作り出す。同様に、他方の突部 205bは、第 2伝熱管 2Bに向け
1
て空気 Aを誘導し、当該突部 205bと第 2伝熱管 2Bとの間に流速が高められた空気 の流れ AFを作り出す。さら〖こ、一方の突部 205aと他方の突部 205bの間にも流速
2
が高められた空気の流れ AFが作り出される。
3
[0081] ところが、突部 205aと突部 205bとの間の空気の流れ AFは、伝熱管 2A, 2Bから
3
比較的離れた位置の流れであるため、伝熱管 2A, 2Bの近傍の流れ AF , AFと比
1 2 ベると伝熱性能の向上に対する貢献度は小さい。そうだとすれば、 2つの突部 205a , 205bを形成するよりも、本発明のように、大きい寸法の突部 35を形成した方が効 果的であると考えられる。
[0082] (実施形態 5)
フィンチューブ型熱交換器 1には、図 20の平面図に示すフィン 31を好適に採用す ることができる。伝熱管 2の配置や寸法等は、実施形態 4と共通である。相違点は、楕 円丘の形状を有する突部 35に代えて、円丘の形状を有する突部 51を採用した点で ある。
[0083] 図 20に示すように、フィン 31の表面に形成されている突部 51は、平面視で外形 51 sが円形である。つまり、突部 51をフィン 31と平行な仮想平面に正射影すると、その 仮想平面に現れる像は円形である。また、突部 51の外形 51sが描く円の直径 dは、
3 伝熱管 2の外径 Dよりも大き 、。
[0084] 円丘の形状を有する突部 51は、楕円丘の形状を有する突部 35 (図 14)のように向 きが問題とならないが、位置は楕円丘の場合と同様に定めることができる。すなわち、 突部 51は、第 1伝熱管 2Aの中心 C1と第 2伝熱管 2Bの中心 C2から等距離となる位 置に形成することができる。具体的には、第 1伝熱管 2Aの中心 C1と第 2伝熱管 2Bの 中心 C 2とを最短距離で結ぶ線分 C 1 C2を垂直二等分する仮想平面 MDに頂点 TP
2 が重なるように、第 1伝熱管 2Aおよび第 2伝熱管 2Bに対する突部 51の位置を定め ることができる。さらに、突部 51の上流端 51fが伝熱管 2の上流端 2はりも上流側に 位置し、下流端 51eが伝熱管 2の下流端 2eよりも下流側に位置することが好ましい。 こうした点は、実施形態 4で説明した突部 35の場合と共通である。
[0085] また、突部 51の高さや表面形状についても、実施形態 4で説明した突部 35の場合 と同様であり、例えば、 XY断面で表面 51pが正弦曲線（図 16A,図 16B)やクロソィ ド曲線（図 17B)等の緩和曲線を描くように、突部 51の形状を調整することができる。 また、上流端 51fと頂点 TPとの間で変曲点を含む曲線を表面 51pが描くように、突
2
部 51の形状を調整することができる。もちろん、表面 51pの描く曲線力 上流端 51fと 頂点 TPとの間で変曲点を含まな!/、ようにしてもよ!/、。
2
[0086] なお、実施形態 4および 5においても、実施形態 1と同様に、突部 35, 51の上流端 5f, 5 Ifから X方向に延びる仮想線と、突部 35, 51の頂点 TP , TPを通って Z方向
1 2
に延びる仮想線とを仮定すると、両仮想線の間には、空気を第 1伝熱管 2A側に導く 第 1傾斜面と、空気を第 2伝熱管 2B側に導く第 2傾斜面とが形成されている。
[0087] 図 14および図 20に示すように、突部 35, 51の幅は、上流端 5f, 51fから中途部 5b , 51bまでは増加し、中途部 5b, 51bから下流端 5e, 51eまでは減少している。突部 35, 51の上流端 5f, 51fは、各伝熱管 2A, 2Bの中心 CI, C2よりも上流側に位置し ている。突部 35, 51の中途部 5b, 51bは、各伝熱管 2a, 2bの下流端 2eよりも上流 側に位置している。突部 35, 51の等価直径 dは、伝熱管 2の直径 D以上である。また 、突部 35, 51の高さは、フィンピッチよりも大きくてもよぐ小さくてもよぐフィンピッチ と等しくてよい。こうした構成により、実施形態 1と同様の効果が得られる。
[0088] (実施形態 6)
フィンチューブ型熱交換器 1には、図 21の平面図に示すフィン 32を好適に採用す ることができる。伝熱管 2の配置や寸法等は、実施形態 4と共通である。相違点は、前 列に形成されている突部 35と、後列に形成されている他の突部 35との間に、それら 突部 35, 35よりも表面積が小さい第 2の突部 53が形成されている点である。厳密に 言えば、主面に垂直な高さ方向（Y方向）からフィン 32を平面視したときの平面図で ある図 21において、第 2の突部 53の直径 dは、伝熱管 2の外径 Dよりも小さい。また
4
、第 2の突部 53は、前列および後列の突部 35, 35と同じ方向に突出している。 [0089] 実施形態 4に係るフィン 30 (図 14)によれば、前列の突部 35と後列の突部 35との 間に若干のスペースが生ずる。この若干のスペースに第 2の突部 53を形成すれば、 伝熱面積は拡大する。特に、第 2の突部 53が形成されている領域は、前列の突部 3 5の作用により流速が高められた空気 Aの通り道となっているので、第 2の突部 53に 流速が高められた空気 Aを積極的に当てることにより、伝熱性能のさらなる向上を図 ることが可能である。このような第 2の突部 53は、本実施形態のように円丘の形状を 有するものであってもよいし、楕円丘の形状を有するものであってもよい。
[0090] また、図 22に示すように、楕円丘の突部 35に代えて、円丘状の突部 51, 51が前列 および後列に形成され、前列の突部 51と後列の突部 51との間に、それら突部 51, 5 1よりも表面積が小さい第 2の突部 53が形成されたフィン 33も上記と同様の理由で好 適である。
[0091] (実施形態 7)
実施形態 4〜6で説明した突部 35, 51, 53は、全て同一方向に突出するように形 成されている。ただし、実施形態 1でも触れたように、このことは必須ではない。すな わち、図 23Aおよび図 23Bに示すように、第 1主面 34j側（フィン 34の表側）に突出す る突部 35と、第 2主面 34k側（フィン 34の裏側）に突出する突部 35'とが混在して形 成されて!/ヽるフィン 34を、フィンチューブ型熱交 1のフィンとして好適に採用する ことができる。
[0092] 上記のように突出方向が異なる突部 35, 35'を混在して形成すると、次のような効 果がある。まず、突出方向が全て同一である突部が形成されたフィンを製造するには 、金属板を所定の大きさに切断する工程と、伝熱管を配置するための貫通孔を穿孔 する工程と、プレス加工により金属板に突部を形成する工程とを行う。突部の突出方 向が一方向に限られる場合、突部を形成する工程で金属板が歪んで、最終的に得ら れるフィンに反りが生ずる。このような反りが生じていると、熱交換器を組み立てる際 に、フィンピッチが不均一となったり、貫通孔の位置ズレが生じて伝熱管をスムーズに 挿入できな力つたりする場合がある。
[0093] これに対し、突出方向の異なる突部 35, 35'が形成されたフィン 34を製造するには 、フィン 34となる金属板を両面からプレス加工する。両面からプレス加工することによ り、表裏で歪みをバランスさせることができ、反りの発生を防止することができる。
[0094] なお、突部 35, 35'は、突出方向を異ならせる以外、寸法や位置については実施 形態 4で説明した通りとすることができる。また、これらの突部 35, 35'は、同数かつ 列方向に交互に形成されていることが好ましい。そうした場合に、高い反り防止効果 を得ることができる。もちろん、このような構成を他の全ての実施形態と組み合わせて ちょい。
[0095] さらに、図 24Aおよび図 24Bに示すフィン 36も、フィンチューブ型熱交^^ 1のフィ ンとして好適に採用することができる。フィン 36は、図 21で説明したフィン 32を応用し たものであり、前列の突部 35と後列の突部 35との間に形成されている第 2の突部 53 'の突出方向が、前後の大きい突部 35, 35の突出方向と逆になつている。大きい突 部 35, 35は、全てフィン 36の第 1主面 36j側に突出するように形成され、小さい第 2 の突部 53，がフィン 36の第 2主面 36k側に突出するように形成されて!、る。このように しても、反り防止効果は十分に得られる。
[0096] 実施形態 1〜7は、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、自由に組み合わ せて実施することができる。例えば、図 21等で説明した第 2の突部 53については、 他の全ての実施形態に適用可能である。
[0097] 以上に説明したフィンチューブ型熱交換器 1は、空気や水等の対象を加熱または 冷却するヒートポンプ装置に適用することができる。図 25に示すように、ヒートポンプ 装置 70は、冷媒を圧縮する圧縮機 71と、圧縮機 71で圧縮された冷媒を放熱させる 放熱器 72と、放熱器 72で放熱した冷媒を膨張させる膨張弁 73と、膨張弁 73で膨張 した冷媒を蒸発させる蒸発器 74とを備えている。圧縮機 71、放熱器 72、膨張弁 73 および蒸発器 74が配管 75によって接続され、冷媒回路が形成されている。膨張弁 7 3に代えて、容積式の膨張機を採用してもよい。放熱器 72および蒸発器 74は、本発 明のフィンチューブ型熱交 1を含むものとして構成することができる。
[0098] 上記ヒートポンプ装置 70は、図 26に示すように、空気調和装置 80や給湯機 90に 応用することができる。例えば、ヒートポンプ式の空気調和装置 80は、室内に配置さ れるべき室内ユニット 81と、その室内ユニット 81とともに冷媒回路を形成する、室外 に配置されるべき室外ユニット 82とを備える。この空気調和装置 80は、冷暖房の機 能を有し、冷房時と暖房時とで冷媒の循環方向が逆転する。冷房時は、室内ユニット
81を構成する熱交翻が蒸発器となり、室外ユニット 82を構成する熱交翻が放熱 器となる。暖房時は、室内ユニット 81を構成する熱交^^が放熱器となり、室外ュ- ット 82を構成する熱交換器が蒸発器となる。暖房時における着霜の問題を考慮する と、室外ユニット 82用の熱交翻に、本発明のフィンチューブ型熱交翻 1を好適に 採用することができる。暖房機能を使用する場合、室外ユニット 82を構成する熱交換 器はヒートポンプ装置 70の蒸発器 74として働くので、特に冬場には着霜しやす!/、。 しかしながら、本発明のフィンチューブ型熱交換器 1によれば、図 37で説明したよう な切り起こしが形成されているわけではないから、着霜が原因でフィンに目詰まりを起 こし、熱交換効率が大幅に低下するといつた問題も生じない。
[0099] また、図 26に示すように、ヒートポンプ式の給湯機 90は、ヒートポンプユニット 91お よび貯湯タンクユニット 92を備える。ヒートポンプユニット 91は、水を温める役割を担う 熱交換器 73と、戸外から熱を集める熱交換器 74とを含む。後者の熱交換器 74に、 本発明のフィンチューブ型熱交^^ iを好適に採用できる。 実施例
[0100] 図 20に示すフィンを用いたフィンチューブ型熱交換器の特性を計算機シミュレーシ ヨンで調べた。具体的には、円丘の形状を有する突部を形成したフィンを用いた熱交 換器 (実施例 1〜3)について、計算機シミュレーションを行った。また、コルゲートフィ ンを用いた従来の熱交換器 (比較例 1)につ 、ても同様の計算機シミュレーションを 行った。計算機シミュレーションによって調べた特性は、空気の流速、ヌッセルト数、 熱伝達率および圧力損失である。なお、計算機シミュレーションは、フルーェント 'ァ ジァパシフィック社製" Fluent Ver.6"を用い、下記条件にて実施した。
[0101] <実施例 1〜3および比較例 1に共通の条件 >
フィンサイズ： 16. 94mm (空気の流れ方向） X 7. 65mm (列方向）
フィン厚み： 0. lmm
フィンピッチ： 1. 06mm
伝熱管の外径： 5. Omm
伝熱管の内径： 4. Omm 前面風速 Vair: lmZ sec
[0102] <実施例 1の条件 >
突部の形状: cos曲線（一 90° ≤X≤90° )による円丘
突部の直径： 6. Omm
突部の高さ： 1. Omm
[0103] <実施例 2の条件 >
突部の形状: cos曲線（一 180° ≤X≤180° )による円丘
突部の直径： 6. Omm
突部の高さ： 1. Omm
[0104] <実施例 3の条件 >
突部の形状:クロソイド曲線による円丘
突部の直径： 6. Omm
突部の高さ： 1. Omm
[0105] <比較例 1の条件 >
形状：コルゲート
稜と谷の高低差： 1. Omm
[0106] 実施例 1〜3および比較例 1の計算機シミュレーションの結果を、図 27〜図 30およ び表 2に示す。図 27が実施例 1、図 28が実施例 2、図 29が実施例 3、図 30が比較例 1の結果である。図 27〜図 30は、それぞれ、 A図がヌッセルト数分布、 B図が流速分 布を示している。図中の白抜き矢印は、空気の流れ方向を示している。
[0107] [表 2]
Figure imgf000028_0001
まず、図 30Aから分かるように、コルゲートフィンを用いた比較例 1の熱交換器では 、ヌッセルト数の大きい領域がフィンの前縁や伝熱管の近傍に限定されている。これ に対し、実施例 1〜3の熱交^^では、図 27A〜図 29A力も分力るように、ヌッセルト 数の大きい領域がフィンの前縁や伝熱管の近傍だけでなぐ突部の表面にも拡大し ている。こうした事実は、実施例 1〜3の熱交^^の熱伝達率力 コルゲートフィンを 用いた熱交換器の熱伝達率よりも高いという、表 2に示す結果と結びつく。ヌッセルト 数は、熱伝達率に比例する数値であり、ヌッセルト数が大きければ大きいほど熱伝達 率が高いことを意味する。
[0109] また、図 30Bから分かるように、コルゲートフィンを用いた比較例 1の熱交換器では 、稜を跨ぐような形で伝熱管の近傍に流速の大きい領域が分布している。このような 流速分布は、ヌッセルト数の大き 、領域を下流側に拡大する効果をもたらして 、ると 考えられる。こうした点は、実施例 1〜3の結果と一致する。すなわち、図 27B〜図 29 Bから分かるように、実施例 1〜3の熱交換器においても、伝熱管と突部との間に流速 の大きい領域が分布する。また、伝熱管の後方に空気が十分回り込んでいるという点 につ 、ても、実施例 1〜3と比較例 1とで概ね一致する。
[0110] なお、各 B図の流束分布は、フィンとフィンとの中間位置での値である。コルゲートフ インと本発明のフィンとは、フィンピッチが等しい場合、流速分布に顕著な差が出てこ ない。しかしながら、伝熱性能を向上させる要因は、主に、フィン表面の境界層が薄 いこと、および伝熱管の周りの流速が大きいことである。この 2つの要因は、ヌッセルト 数分布に現れている。
[0111] このように、本発明に係る熱交換器によれば、突部の表面で境界層が薄くなること、 さらには、突部と伝熱管との間の流速が高まることにより、コルゲートフィンを用いた熱 交 よりも優れた熱伝達率を達成することができる。し力も、表 2に示すように、実 施例 1〜3の熱交換器は、いずれも、コルゲートフィンを用いた従来の熱交換器よりも 小さい圧力損失を持つ。
[0112] 次に、図 14に示すフィンを用いた熱交換器 (実施例 4)、図 22に示すフィンを用い た熱交換器 (実施例 5)、および第 2のコルゲートフィンを用いた熱交換器 (比較例 2) について、下記条件にて同様の計算機シミュレーションを行った。
[0113] <実施例 4, 5および比較例 2に共通の条件 >
フィンサイズ： 27. Omm (空気の流れ方向） X 10. 5mm (列方向） フィン厚み： 0. lmm
フィンピッチ： 1.49mm
伝熱管の外径： 7. Omm
伝熱管の内径： 5.8mm
目 ij面風速 Vair: lmZ sec
[0114] <実施例 4の条件 >
突部の形状: cos曲線（一 90° ≤X≤90° )による楕円丘
突部の向き：空気の流れ方向に長軸が平行
突部の長径： 13. Omm
突部の短径： 10. Omm
突部の高さ： 0.765mm
[0115] <実施例 5の条件 >
第 1の突部の形状: cos曲線（一 90° ≤X≤90° )による円丘
第 1の突部の直径： 10mm
第 1の突部の高さ： 0.765mm
第 2の突部の形状: cos曲線（一 90° ≤X≤90° )による円丘
第 2の突部の直径： 5.7mm
第 2の突部の高さ： 0.765mm
[0116] <比較例 2の条件 >
形状：コルゲート
稜と谷の高低差： 1.49mm
[0117] 実施例 4, 5および比較例 2の計算機シミュレーションの結果を、図 31〜図 33およ び表 3に示す。図 31が実施例 4、図 32が実施例 5、図 33が比較例 2の結果である。
[0118] [表 3] 熱伝達率 α 圧力損失厶 Ρ 熱伝達率比 圧力損失比 (W · m— 2 · K— ') (Pa) (対コルゲート） (対コルゲ一卜） 実施例 4 32.4 6.3 0.99 0.91 実施例 5 32.6 6.6 1.00 0.94 比較例 2 32.6 7.0 1.00 1.00 [0119] 図 33A,図 33B力 分力るように、比較例 1と寸法が異なるコルゲートフィンを用い た比較例 2の熱交換器に関して言えば、概ね比較例 1の熱交換器と同じ傾向を示す 。図 31A,図 31Bから分かるように、突部の形状が楕円丘であるフィンを用いた実施 例 4の熱交 は、実施例 1〜3の熱交^^と同じ傾向を示す。表 3に示すように、 実施例 4の熱交換器は、熱伝達率については比較例 2の熱交換器と略同等、圧力損 失については比較例 2の熱交換器よりも優れている。ただし、突部の形状や寸法を調 整することにより、実施例 1〜3と同程度まで熱伝達率を高めることは十分可能と考え られる。
[0120] 一方、実施例 5の熱交^^によれば、図 32A,図 32B力 分力るように、前列の突 部（第 1の突部）と伝熱管との間に流速の大きい領域が生じるとともに、第 2の突部の 表面でヌッセルト数が大きくなつている。つまり、第 2の突部の表面で境界層を薄くす る効果が得られている。表 3に示すように、実施例 5の熱交 は、熱伝達率につい ては比較例 2の熱交換器と略同等、圧力損失については比較例 2の熱交換器よりも 優れていた。ただし、第 1の突部および Zまたは第 2の突部の形状や寸法を調整する ことにより、実施例 1〜3と同程度まで熱伝達率を高めることは十分可能と考えられる

Claims

請求の範囲
[1] 第 1流体と第 2流体とを熱交換させるフィンチューブ型熱交^^であって、
前記第 1流体を流通させるべき空間を形成するために、互いに間隔を空けて平行 に並べられた複数のフィンと、
前記複数のフィンを貫通する、前記第 2流体を流通させるべき複数の伝熱管とを備 え、
前記複数の伝熱管は、前記第 1流体の流れ方向と交差する所定の列方向に並ん で配置された第 1伝熱管および第 2伝熱管を含み、
前記列方向に関して前記第 1伝熱管と前記第 2伝熱管とが互いに隣り合い、 前記フィンは、前記第 1伝熱管と前記第 2伝熱管との間に形成され、前記第 1流体 を前記第 1伝熱管側と前記第 2伝熱管側とに導く突部を有し、
前記伝熱管の軸方向から見た前記突部の等価直径は、前記伝熱管の外径以上で ある、フィンチューブ型熱交^^。
[2] 前記突部の前記列方向の幅は、前記第 1流体の流れ方向に沿って、前記突部の 上流端から中途部までは増加し、前記中途部から下流端までは減少し、
前記突部の前記上流端と前記中途部との間には、前記第 1伝熱管側に傾斜して前 記第 1流体を前記第 1伝熱管側に導く第 1傾斜面と、前記第 2伝熱管側に傾斜して前 記第 1流体を前記第 2伝熱管側に導く第 2傾斜面とが形成され、
前記突部の前記上流端は、前記第 1および第 2の各伝熱管の中心よりも上流側に 位置し、
前記突部の前記中途部は、前記第 1および第 2の各伝熱管の下流端よりも上流側 に位置して 、る、請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[3] 前記伝熱管および前記突部は、前記伝熱管の軸方向から見てそれぞれ千鳥状に 配列されて 、る、請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[4] 前記突部は角錐状に形成されている、請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換
[5] 前記突部は四角錐状に形成されている、請求項 4に記載のフィンチューブ型熱交 翻。
[6] 前記突部は円錐状または楕円錐状に形成されている、請求項 1に記載のフインチ ユーブ型熱交換器。
[7] 前記突部は円丘状または楕円丘状に形成されている、請求項 1に記載のフインチ ユーブ型熱交換器。
[8] 前記突部の前記第 1流体の流れ方向に関する長さを L、前記突部の突出高さを H としたときに、 LZHが 5. 5よりも大きい、請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換
[9] 前記各フィンにおける前記突部の占有面積が 43%以上かつ 73%以下である、請 求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[10] 前記突部は、前記複数のフィンと平行な平面に正射影した場合に、前記平面に現 れる像が円形または楕円形を示すものであり、
前記平面に現れる前記突部の像の面積が前記伝熱管の断面積よりも大である、請 求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[11] 前記突部は、前記第 1伝熱管と前記第 2伝熱管との間に 1つのみ形成されている、 請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[12] 前記第 1流体の流れ方向において、前記突部の上流端は、前記第 1伝熱管および 前記第 2伝熱管の上流端よりも前記複数のフィンの前縁寄りに位置している、請求項
10に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[13] 前記突部は、前記平面に現れる像が楕円形を示すとともに、その楕円の短軸が、 前記第 1伝熱管および前記第 2伝熱管の並ぶ前記列方向に平行となるように、向き が定められている、請求項 10に記載のフィンチューブ型熱交^^。
[14] 前記突部は、前記第 1伝熱管の中心と前記第 2伝熱管の中心とを最短距離で結ぶ 線分を垂直二等分する仮想平面に楕円の長軸が含まれるように、前記第 1伝熱管お よび前記第 2伝熱管に対する位置が定められて!、る、請求項 13に記載のフィンチュ ーブ型熱交換器。
[15] 前記突部は、前記複数のフィンの主面に垂直かつ前記楕円の短軸または長軸を 含む断面で、表面が曲線を描くように、その形状が調整されている、請求項 13に記 載のフィンチューブ型熱交換器。
[16] 前記曲線が、前記突部の上流端と頂点との間に変曲点を含む、請求項 15に記載 のフィンチューブ型熱交換器。
[17] 前記曲線が、前記突部の上流端と頂点との間に変曲点を含まない、請求項 15に記 載のフィンチューブ型熱交換器。
[18] 前記突部は、前記複数のフィンの主面に垂直かつ前記楕円の短軸または長軸を 含む断面で表面が正弦曲線を描くように、その形状が調整されている、請求項 13に 記載のフィンチューブ型熱交換器。
[19] 前記表面力 Y=Kcos (X) {K:定数，—180° ≤X≤180° }で表される正弦曲 線に従う、請求項 18に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[20] 前記表面力 Y=Kcos (X) {K:定数，— 90° ≤X≤90° }で表される正弦曲線に 従う、請求項 18に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[21] 前記突部は、前記第 1流体の流れ方向に平行かつ前記複数のフィンの主面に垂 直な断面で表面がクロソイド曲線を描くように、その形状が調整されている、請求項 1
0に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[22] 前記突部の高さを H、前記複数のフィンの平行間距離であるフィンピッチを FPとし たとき、 (FP/4)≤H≤FPを満足するように、前記突部の高さが調整されている、請 求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[23] 前記突部は、前記平面に現れる像が円形を示すとともに、前記複数のフィンの主面 と垂直な断面で、表面が曲線を描くように、その形状が調整されている、請求項 10に 記載のフィンチューブ型熱交換器。
[24] 前記曲線が、前記突部の上流端と頂点との間に変曲点を含む、請求項 23に記載 のフィンチューブ型熱交換器。
[25] 前記曲線が、前記突部の上流端と頂点との間に変曲点を含まない、請求項 23に記 載のフィンチューブ型熱交換器。
[26] 前記突部は、前記平面に現れる像が円形を示すとともに、前記複数のフィンの主面 と垂直な断面で表面が正弦曲線を描くように、その形状が調整されている、請求項 1
0に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[27] 前記表面力 Y=Kcos (X) {K:定数，—180° ≤X≤180° }で表される正弦曲 線に従う、請求項 26に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[28] 前記表面力 Y=Kcos (X) {K:定数，— 90° ≤X≤90° }で表される正弦曲線に 従う、請求項 26に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[29] 前記伝熱管は、前記複数のフィンの前縁寄りの前列と、その前列と平行な後列との 前後 2列に千鳥状に配置される一方、
前記前列に配置された隣り合う 2本の前記伝熱管の間に形成されている前記突部 と同一形状および同一寸法を有する他の突部が、前記後列に配置された隣り合う 2 本の前記伝熱管の間にも形成されている、請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交 概
[30] 前記前列に形成されている前記突部と、前記後列に形成されている前記他の突部 との間に、それら突部よりも表面積が小さい第 2の突部が形成されている、請求項 29 に記載のフィンチューブ型熱交換器。
[31] 請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器に用いられるフィン。
[32] 冷媒を圧縮する圧縮機と、
前記圧縮機で圧縮された冷媒を放熱させる放熱器と、
前記放熱器で放熱した冷媒を膨張させる膨張機構と、
前記膨張機構で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器とを備え、
前記蒸発器および前記放熱器の少なくとも一方が、請求項 1に記載のフィンチュー ブ型熱交 を含む、ヒートポンプ装置。
[33] 少なくとも前記蒸発器が、請求項 1に記載のフィンチューブ型熱交換器を含む、請 求項 32に記載のヒートポンプ装置。
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