WO2013014899A1 - 熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ - Google Patents

熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ Download PDF

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長生 木戸
基啓 鈴木
和彦 町田
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    • F25B2339/04—Details of condensers
    • F25B2339/047—Water-cooled condensers

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger and a heat pump using the heat exchanger.
  • a heat exchanger for exchanging heat between two types of fluids for example, water and refrigerant, air and refrigerant
  • two types of fluids for example, water and refrigerant, air and refrigerant
  • Patent Document 1 describes a double-tube heat exchanger having an inner tube and an outer tube.
  • the heat exchanger of Patent Document 1 includes two double tubes and a header. Two double pipes are connected in parallel by the header. Each double pipe is composed of one outer pipe and two inner pipes.
  • Patent Document 2 describes a heat exchanger including a casing having a rectangular flow path and a heat transfer tube disposed in a flow path inside the casing.
  • the heat exchanger described in Patent Document 2 is common to the heat exchanger described in Patent Document 1 in that it has a structure in which a pipe having a flow path of the other fluid is arranged in the flow path of one fluid. ing.
  • a heat exchanger having a structure in which the flow path of one fluid is arranged in the flow path of one fluid is referred to as a “double flow heat exchanger”.
  • an object of the present invention is to provide a technique for reducing the weight of a double-channel heat exchanger.
  • a heat exchanger for exchanging heat between the first fluid and the second fluid A plurality of heat exchange segments each having a first flow path and a second flow path; A first header provided at one end of the plurality of heat exchange segments to guide the first fluid to the first flow path and collect the second fluid from the second flow path; A second header provided at the other end of the plurality of heat exchange segments so as to collect the first fluid from the first flow path and guide the second fluid to the second flow path;
  • the heat exchange segment includes (i) two inner pipes each having the first flow path, and an inner pipe assembly formed by twisting the two inner pipes in a spiral shape; and (ii) It is constituted by an exterior body that houses the inner pipe assembly so that the second flow path is formed between the inner peripheral surface of the inner pipe and the outer peripheral surface of the inner pipe assembly.
  • the number of paths N representing the number of the heat exchange segments arranged between the first header and the second header is 4 to 8,
  • the gap G expressed by the difference between the half of the inner diameter ⁇ in of the outer body and the outer diameter ⁇ out of the inner tube (( ⁇ in / 2) ⁇ out) is 0 ⁇ G ⁇ 0.8 (unit: mm)
  • the filling Provided is a heat exchanger in which the number of passes N and the inner diameter ⁇ in (unit: mm) of the exterior body satisfy any of the following relationships (1) to (5).
  • the heat exchange capacity equivalent to that of a conventional double-channel heat exchanger is provided.
  • a light weight heat exchanger can be provided.
  • FIG. 1 The schematic plan view of the heat exchanger which concerns on one Embodiment of this invention. Sectional drawing of the heat exchange segment used for the heat exchanger shown in FIG. Schematic diagram of inner tube assembly Configuration of heat pump water heater Graph showing simulation results Another graph showing the results of the simulation Yet another graph showing simulation results Yet another graph showing simulation results
  • the heat exchanger of Patent Document 1 Since the heat exchanger of Patent Document 1 has a large space in the central portion, it has a large size for the heat exchange capacity (see FIG. 3 and the like).
  • the dimensions of the heat exchanger of Patent Document 1 are greatly affected by, for example, the radius of curvature of the corner portion. The smaller the radius of curvature of the corner portion, the smaller the overall dimensions. However, the radius of curvature of the corner portion has an inevitable limit depending on the thickness of the double tube and the like. Therefore, it is almost impossible to reduce the size by devising the bent shape of the double pipe.
  • the present inventors have maintained the heat exchange capacity at a constant value, the number of channels of the double channel heat exchanger (corresponding to the number of double tubes of Patent Document 1), the inner diameter of the outer tube
  • the weight of the heat exchanger changed was examined by computer simulation. As a result, it has been found that the weight of the heat exchanger can be reduced when the number of flow paths, the inner diameter of the outer tube, and the width of the gap take specific values. Based on these findings, the present inventors disclose the following.
  • the first aspect of the present disclosure is: A heat exchanger for exchanging heat between the first fluid and the second fluid, A plurality of heat exchange segments each having a first flow path and a second flow path; A first header provided at one end of the plurality of heat exchange segments to guide the first fluid to the first flow path and collect the second fluid from the second flow path; A second header provided at the other end of the plurality of heat exchange segments so as to collect the first fluid from the first flow path and guide the second fluid to the second flow path;
  • the heat exchange segment includes (i) two inner pipes each having the first flow path, and an inner pipe assembly formed by twisting the two inner pipes in a spiral shape; and (ii) It is constituted by an exterior body that houses the inner pipe assembly so that the second flow path is formed between the inner peripheral surface of the inner pipe and the outer peripheral surface of the inner pipe assembly.
  • the number of paths N representing the number of the heat exchange segments arranged between the first header and the second header is 4 to 8,
  • the gap width G expressed by the difference between the half of the inner diameter ⁇ in of the exterior body and the outer diameter ⁇ out of the inner tube (( ⁇ in / 2) ⁇ out) is 0 ⁇ G ⁇ 0.8 (unit: mm)
  • the filling Provided is a heat exchanger in which the number of passes N and the inner diameter ⁇ in (unit: mm) of the exterior body satisfy any of the following relationships (1) to (5).
  • the second aspect of the present disclosure provides, in addition to the first aspect, a heat exchanger in which the gap width G satisfies 0.16 ⁇ G ⁇ 0.8. Thereby, an inner pipe assembly can be smoothly put in an exterior body.
  • the third aspect of the present disclosure provides a heat exchanger in which, in addition to the first or second aspect, the inner tube and the exterior body are each formed of a copper tube. Thereby, heat exchange between the first fluid and the second fluid can be efficiently performed.
  • the fourth aspect of the present disclosure provides a heat exchanger in which, in addition to the first or second aspect, the inner tube is made of a copper tube, and the exterior body is made of resin. If the exterior body is made of resin, there is a possibility that a lighter heat exchanger can be provided.
  • the inner tube includes an inner surface smooth tube and an inner grooved tube provided outside the inner surface smooth tube.
  • a heat exchanger that is a leak detection tube is provided. According to the leak detection tube, even if the inner surface smooth tube is damaged, the first fluid can be prevented from flowing into the second flow path.
  • the sixth aspect of the present disclosure provides the heat exchanger according to any one of the first to fifth aspects, in which the first fluid is carbon dioxide and the second fluid is water.
  • the first fluid is carbon dioxide and the second fluid is water.
  • carbon dioxide is used as a refrigerant
  • water can be heated to a temperature close to the boiling point.
  • the seventh aspect of the present disclosure is: A compressor for compressing the refrigerant; A heat radiator configured by any one of the first to sixth heat exchangers for cooling the compressed refrigerant; An expansion mechanism for expanding the cooled refrigerant; An evaporator for evaporating the expanded refrigerant; A water circuit for circulating water through the radiator; A heat pump is provided.
  • the heat pump efficiency can be increased by using any one of the first to sixth heat exchangers.
  • the heat exchanger 100 of this embodiment includes a plurality of heat exchange segments 10, a first header 16, and a second header 22.
  • the first header 16 and the second header 22 are provided at one end and the other end of the plurality of heat exchange segments 10, respectively.
  • the heat exchange segment 10 is composed of an inner tube assembly 26 and an outer tube 28 (exterior body).
  • the inner tube assembly 26 includes two inner tubes 24.
  • the two inner tubes 24 each have a first flow path 24h.
  • the inner tube assembly 26 is formed by twisting these two inner tubes 24 in a spiral shape.
  • the inner tube assembly 26 is disposed in the outer tube 28.
  • a second flow path 28 h is formed between the inner peripheral surface of the outer tube 28 and the outer peripheral surface of the inner tube assembly 26.
  • the cross-sectional shape of the first flow path 24h and the cross-sectional shape of the second flow path 28h are typically circular.
  • the helical pitch and the helical angle are not particularly limited.
  • the spiral pitch is adjusted to a range of 20 to 65 mm, for example.
  • the spiral angle is adjusted to a range of 13 to 26 °, for example. Although it is desirable that the spiral angle is large to some extent, there is a processing limit depending on the outer diameter of the inner tube 24.
  • “spiral pitch” means the length of one cycle of the twisted inner tube 24.
  • “Helix angle” is an angle defined as follows. When the inner tube assembly 26 is viewed in plan, the center line L 1 of the inner tube assembly 26 and the contact point P of the two inner tubes 24 at the antinode position of the inner tube assembly 26 are defined. Further, a tangent line L 2 of the inner tube 24 is defined so as to pass through the contact point P. An angle formed by the center line L 1 and the tangent line L 2 is defined as a “spiral angle”.
  • the first header 16 includes an exit header 12 and an entrance header 14.
  • the first header 16 serves to collect the second fluid from the second flow path 28h and guide the first fluid to the first flow path 24h.
  • the second header 22 includes an inlet header 18 and an outlet header 20.
  • the second header 22 guides the second fluid to the second flow path 28h and collects the first fluid from the first flow path 24h.
  • An example of the first fluid is a refrigerant such as carbon dioxide
  • an example of the second fluid is water.
  • Carbon dioxide is suitable for a heat pump as a refrigerant having a low GWP (Global Warming Potential).
  • GWP Global Warming Potential
  • water can be heated to a temperature close to the boiling point.
  • a fluorine refrigerant such as hydrofluorocarbon can be used as the refrigerant.
  • first header 16 and the second header 22 are described in, for example, Patent Document 1 (FIG. 6).
  • the inner tube 24 and the outer tube 28 are each formed of a copper tube. Thereby, heat exchange between the first fluid and the second fluid can be efficiently performed.
  • the second flow path 28h may be formed of a member having a shape other than a pipe.
  • a member may be made of metal or may be made of a material other than metal.
  • the inner tube 24 may be made of a copper tube, and a member (exterior body) corresponding to the outer tube 28 may be made of resin. If the member corresponding to the outer tube 28 is made of resin, there is a possibility that a lighter heat exchanger can be provided.
  • the member corresponding to the outer tube 28 is made of, for example, a resin such as polyphenylene sulfide, polyether ether ketone, polytetrafluoroethylene, polysulfone, polyether sulfone, polyarylate, polyamideimide, polyetherimide, liquid crystal polymer, or polypropylene. It may be done. These resins (thermoplastic resins) have excellent heat resistance and chemical durability, and do not easily deteriorate even when exposed to water.
  • the outer tube 28 may also be made of a resin containing a reinforcing material such as a glass filler.
  • the inner tube 24 is a leak detection tube composed of an inner surface smooth tube 32 and an inner surface grooved tube 30 provided outside the inner surface smooth tube 32.
  • the outer diameter of the inner smooth tube 32 is equal to the inner diameter of the inner grooved tube 30. According to the leak detection tube, even if the inner surface smooth tube 32 is damaged, the first fluid can be prevented from flowing into the second flow path 28h.
  • the inner tube 24 is a leak detection tube.
  • the inner tube 24 may be composed only of the inner smooth tube 32. Further, dimples (unevenness) may be formed on the surface of the inner tube 24. Such dimples improve the heat transfer coefficient at the surface of the inner tube 24.
  • the number of passes N representing the number of heat exchange segments 10 arranged between the first header 16 and the second header 22 is four.
  • the number of passes N can be appropriately changed within the range of 4-8.
  • the number of passes N of the conventional double-channel heat exchanger is, for example, two.
  • the number of passes N is increased, the flow path area increases in proportion to the number of passes, so that the pressure loss is greatly reduced.
  • the heat transfer rate decreases as the fluid flow rate decreases.
  • the present inventors examined in detail the relationship between the number of flow paths (number of passes), the inner diameter of the outer tube, and the width of the gap by computer simulation. As a result, when these parameters take specific values, it is possible to provide a heat exchanger that is reduced in weight even though it has a heat exchange capacity equivalent to that of a conventional double-channel heat exchanger. I found out.
  • the heat exchanger 100 of the present embodiment satisfies the following relationship.
  • the number of passes N is in the range of 4-8.
  • the inner diameter ⁇ in of the outer tube 28 is in the range of 6.52 to 9.50 mm.
  • the gap G expressed by the difference between the half of the inner diameter ⁇ in of the outer tube 28 and the outer diameter ⁇ out of the inner tube 24 (( ⁇ in / 2) ⁇ out) is 0 ⁇ G ⁇ 0.8 (unit: mm) Meet.
  • the number of passes N and the inner diameter ⁇ in (unit: mm) of the outer tube 28 satisfy any of the following relationships (1) to (5).
  • the outer diameter of the inner tube assembly 26 is equal to twice the outer diameter ⁇ out of the inner tube 24.
  • the number of passes N increases, the number of brazing points increases and the structure of the headers 16 and 22 becomes complicated. If the number of passes N exceeds 8, even if weight reduction can be achieved, mass production is difficult. If the number of passes N is too large, it is difficult to flow the first fluid and the second fluid uniformly through each of the heat exchange segments 10. Therefore, the number of passes N is desirably in the range of 4-8.
  • the gap width G is zero, the inner tube assembly 26 cannot be inserted into the outer tube 28. It is therefore essential that the gap width G is greater than zero.
  • the gap width G is preferably 0.16 mm or more.
  • the upper limit value of the gap width G is preferably 0.8 mm.
  • the outer diameter ⁇ out of the inner tube 24 is determined.
  • the weight reduction of the heat exchanger 100 can reduce the inner diameter ⁇ in of the outer tube 28 and / or the outer diameter ⁇ out of the inner tube 24, and further reduce the thickness of the outer tube 28 and / or the thickness of the inner tube 24. Can be achieved due to that.
  • the inner tube 24 and the outer tube 28 each require a certain thickness. Considering the corrosion resistance, the thickness of the detection tube 30 (the thickness of the portion without the groove) is adjusted to a range of 0.5 to 0.7 mm, for example.
  • the thickness of the outer tube 28 is adjusted to a range of 0.5 to 0.7 mm, for example.
  • the wall thickness of the inner smooth tube 32 is adjusted to a range of 0.2 to 0.4 mm, for example.
  • the inner smooth tube 32 refrigerant tube
  • a thickness that can withstand the pressure of the refrigerant (first fluid) is required. If the thickness of the inner smooth tube 32 is excessive, the weight, cost, refrigerant pressure loss, etc. of the heat exchanger 100 are affected. Therefore, the thickness of the inner surface smooth tube 32 can be set in a range of, for example, 12 to 20% (preferably 12 to 16%) of the outer diameter of the inner surface smooth tube 32 itself.
  • the heat exchange capacity of the heat exchanger 100 is not particularly limited, but is, for example, in the range of 4.5 to 6.0 kW.
  • the heat exchanger 100 can be suitably used for a heat pump for general households.
  • two heat exchangers 100 can be used in parallel.
  • the heat exchange segment 10 is not bent. Depending on the number of passes N, the heat exchange segment 10 has a length of 2-5 meters. Therefore, in the heat exchanger 100 of the present embodiment, the heat exchange segment 10 may be bent in a spiral shape. By using a thin tube for the heat exchange segment 10, the bending radius can be reduced, and the dead space may be reduced.
  • FIG. 4 is a configuration diagram of a heat pump water heater 200 that can employ the heat exchanger 100.
  • the heat pump water heater 200 includes a heat pump unit 201 and a tank unit 203. Hot water produced by the heat pump unit 201 is stored in the tank unit 203. Hot water is supplied from the tank unit 203 to the hot-water tap 204.
  • the heat pump unit 201 includes a compressor 205 that compresses the refrigerant, a radiator 207 that cools the refrigerant, an expansion mechanism 209 that expands the refrigerant, an evaporator 211 that evaporates the refrigerant, and a refrigerant pipe that connects these devices in this order. 213.
  • the expansion mechanism 209 is typically an expansion valve. Instead of the expansion valve, a positive displacement expander that can recover the expansion energy of the refrigerant may be used.
  • the heat exchanger 100 can be used as the radiator 207.
  • the tank unit 203 includes a hot water storage tank 215 and a water circuit 217. The water circuit 217 plays a role of circulating water through the radiator 207.
  • the inner diameter ⁇ in of the outer tube was fixed to 7.06 mm or 8.6 mm, and the weight when the number of passes N was changed was calculated by computer simulation. .
  • the gap width G was fixed at 0.4 mm.
  • a calculation result of a heat exchanger in which the number of passes N is 2 and the inner diameter ⁇ in of the outer tube is 10.8 mm was prepared.
  • the number of passes N was changed while maintaining the heat exchange capacity at the value of the reference example (about 4.7 kW). That is, the length of the heat exchange segment (the length of the outer tube) was set so that the same heat exchange capability as in the reference example was exhibited.
  • the simulation conditions are as follows.
  • Results are shown in Tables 1 and 2.
  • the gap width G was fixed to 0.4 mm, and various combinations of the inner diameter ⁇ in of the outer tube and the number of passes N were examined. Then, a combination of the inner diameter ⁇ in of the outer tube and the number of passes N in the heat exchanger lighter than the reference example was picked up. The results are shown in Table 3.
  • the results of Table 3 are shown in the graphs of FIGS.
  • the horizontal axis represents the number of passes N
  • the vertical axis represents the weight.
  • the leftmost mark corresponds to the reference example.
  • the horizontal axis represents the inner diameter ⁇ in of the outer tube
  • the vertical axis represents the number of passes N.
  • the gap width G exceeds 0.8 mm, the heat transfer coefficient on the surface of the inner tube is lowered, and there is a possibility that the deterioration of the heat exchange performance becomes obvious. Therefore, no simulation is performed for a range exceeding 0.8 mm.
  • the lower limit value of the gap width G is not particularly limited. However, as shown in Table 6, when the gap width G is optimized, the weight of the heat exchanger is reduced to the maximum as compared with the reference example. Can do.
  • the data when the gap width G is optimized in a range where the pressure loss of the second fluid (water) does not exceed a certain value represents the gap width G that can minimize the weight of the heat exchanger. ing. Therefore, data when the gap width G is optimized can be handled as a suitable lower limit value.
  • Table 6 the smallest value of the gap width G is 0.16 mm, and the number of passes N at that time is 8.
  • the inner diameter ⁇ in of the outer tube when the gap width G is 0 mm is larger than the inner diameter ⁇ in of the outer tube when the gap width G is 0.4 mm.
  • the wall thickness of the detector tube is constant at 0.68 mm. However, when the detector tube does not exist, it is necessary to increase the wall thickness of the inner smooth tube in order to increase the corrosion resistance.
  • the heat exchanger of the present invention can be used for devices such as a heat pump type hot water heater and a hot water heater.

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Abstract

　熱交換器１００は、複数の熱交換セグメント１０を備えている。熱交換セグメント１０は、２本の内管２４を含む内管集合体２６及び外管２８によって構成されている。外管２８の内径Φinの半分と内管２４の外径Φoutとの差（（Φin／２）－Φout）で表されるギャップの広さＧが０＜Ｇ≦０．８（単位：ｍｍ）を満たす。熱交換セグメント１０の数を表すパス数Ｎと外管２８の内径Φin（単位：ｍｍ）とが下記の関係（１）～（５）のいずれかを満たす。（１）Ｎ＝４かつ８．２０≦Φin≦９．５０、（２）Ｎ＝５かつ７．５８≦Φin≦８．９０、（３）Ｎ＝６かつ７．１４≦Φin≦８．５０、（４）Ｎ＝７かつ６．７８≦Φin≦８．２０、（５）Ｎ＝８かつ６．５２≦Φin≦７．９０。

Description

熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ
　本発明は、熱交換器及びそれを用いたヒートポンプに関する。
　２種類の流体（例えば、水と冷媒、空気と冷媒）の間で熱交換を行うための熱交換器は、従来から広く使用されている。
　例えば、特許文献１には、内管及び外管を備えた二重管式熱交換器が記載されている。特許文献１の図６に記載されているように、特許文献１の熱交換器は、２本の二重管と、ヘッダとを備えている。ヘッダによって２本の二重管が並列に接続されている。二重管は、それぞれ、１つの外管及び２つの内管で構成されている。
　特許文献２には、矩形の流路を有する筺体と、筺体の内部の流路に配置された伝熱管とを備えた熱交換器が記載されている。特許文献２に記載された熱交換器は、一方の流体の流路に他方の流体の流路を有する管が配置された構造を有する点で特許文献１に記載された熱交換器と共通している。
　本明細書では、一方の流体の流路に他方の流体の流路が配置された構造を有する熱交換器を「二重流路式熱交換器」と称する。
特許第４４１４１９７号明細書 特開２００５－２４１０９号公報
　特許文献１及び２に記載された熱交換器は、銅、ステンレス等の金属で作られているため、非常に重い。そのため、より軽量な二重流路式熱交換器が望まれている。
　上記事情に鑑み、本発明は、二重流路式熱交換器を軽量化するための技術を提供することを目的とする。
　すなわち、本開示は、
　第一流体と第二流体とを熱交換させる熱交換器であって、
　第一流路及び第二流路をそれぞれ有する複数の熱交換セグメントと、
　前記第一流路に前記第一流体を導き、前記第二流路から前記第二流体を集めるように前記複数の熱交換セグメントの一端部に設けられた第一ヘッダと、
　前記第一流路から前記第一流体を集め、前記第二流路に前記第二流体を導くように前記複数の熱交換セグメントの他端部に設けられた第二ヘッダと、
　を備え、
　前記熱交換セグメントが、（i）前記第一流路をそれぞれ有する２本の内管を含み、前記２本の内管が螺旋状に捻られることによって形成された内管集合体と、（ii）自身の内周面と前記内管集合体の外周面との間に前記第二流路が形成されるように、前記内管集合体を収容している外装体とによって構成され、
　前記第一ヘッダと前記第二ヘッダとの間に配置された前記熱交換セグメントの数を表すパス数Ｎが４～８であり、
　前記外装体の内径Φinの半分と前記内管の外径Φoutとの差（（Φin／２）－Φout）で表されるギャップの広さＧが０＜Ｇ≦０．８（単位：ｍｍ）を満たし、
　前記パス数Ｎと前記外装体の内径Φin（単位：ｍｍ）とが下記の関係（１）～（５）のいずれかを満たす、熱交換器を提供する。
　（１）Ｎ＝４であり、８．２０≦Φin≦９．５０
　（２）Ｎ＝５であり、７．５８≦Φin≦８．９０
　（３）Ｎ＝６であり、７．１４≦Φin≦８．５０
　（４）Ｎ＝７であり、６．７８≦Φin≦８．２０
　（５）Ｎ＝８であり、６．５２≦Φin≦７．９０
　本開示によれば、外装体の内径Φin、ギャップの広さＧ及びパス数Ｎの関係を適切に定めることにより、従来の二重流路式熱交換器と同等の熱交換能力を有しているにもかかわらず、軽量化された熱交換器を提供できる。
本発明の一実施形態に係る熱交換器の概略平面図 図１に示す熱交換器に用いられた熱交換セグメントの断面図 内管集合体の概略図 ヒートポンプ給湯機の構成図 シミュレーションの結果を示すグラフ シミュレーションの結果を示す別のグラフ シミュレーションの結果を示すさらに別のグラフ シミュレーションの結果を示すさらに別のグラフ
　特許文献１の熱交換器は、中央部分に大きい空間を有しているので、熱交換能力の割には大きい寸法を有する（図３等参照）。特許文献１の熱交換器の寸法は、例えば、コーナー部分の曲率半径に大きく左右される。コーナー部分の曲率半径を小さくすればするほど、全体の寸法を小さくすることができる。しかし、コーナー部分の曲率半径には、二重管の太さ等に応じて、必然的な限界が存在する。そのため、二重管の曲げ形状の工夫によって小型化を進めることは不可能に近い。
　本発明者らは、熱交換能力を一定の値に保持しつつ、二重流路式熱交換器の流路の数（特許文献１の二重管の数に相当する）、外管の内径、外管と内管との間のギャップの広さ等を変化させたとき、熱交換器の重量がどのように変化するのかコンピュータシミュレーションで調べた。その結果、流路の数、外管の内径及びギャップの広さが特定の値をとるとき、熱交換器の重量を軽減できることを見出した。こうした知見に基づき、本発明者らは、以下を開示する。
　本開示の第１態様は、
　第一流体と第二流体とを熱交換させる熱交換器であって、
　第一流路及び第二流路をそれぞれ有する複数の熱交換セグメントと、
　前記第一流路に前記第一流体を導き、前記第二流路から前記第二流体を集めるように前記複数の熱交換セグメントの一端部に設けられた第一ヘッダと、
　前記第一流路から前記第一流体を集め、前記第二流路に前記第二流体を導くように前記複数の熱交換セグメントの他端部に設けられた第二ヘッダと、
　を備え、
　前記熱交換セグメントが、（i）前記第一流路をそれぞれ有する２本の内管を含み、前記２本の内管が螺旋状に捻られることによって形成された内管集合体と、（ii）自身の内周面と前記内管集合体の外周面との間に前記第二流路が形成されるように、前記内管集合体を収容している外装体とによって構成され、
　前記第一ヘッダと前記第二ヘッダとの間に配置された前記熱交換セグメントの数を表すパス数Ｎが４～８であり、
　前記外装体の内径Φinの半分と前記内管の外径Φoutとの差（（Φin／２）－Φout）で表されるギャップの広さＧが０＜Ｇ≦０．８（単位：ｍｍ）を満たし、
　前記パス数Ｎと前記外装体の内径Φin（単位：ｍｍ）とが下記の関係（１）～（５）のいずれかを満たす、熱交換器を提供する。
　（１）Ｎ＝４であり、８．２０≦Φin≦９．５０
　（２）Ｎ＝５であり、７．５８≦Φin≦８．９０
　（３）Ｎ＝６であり、７．１４≦Φin≦８．５０
　（４）Ｎ＝７であり、６．７８≦Φin≦８．２０
　（５）Ｎ＝８であり、６．５２≦Φin≦７．９０
　本開示の第２態様は、第１態様に加え、前記ギャップの広さＧが０．１６≦Ｇ≦０．８を満たす、熱交換器を提供する。これにより、外装体の中に内管集合体をスムーズに入れることができる。
　本開示の第３態様は、第１又は第２態様に加え、前記内管及び前記外装体がそれぞれ銅管で構成されている、熱交換器を提供する。これにより、第一流体と第二流体との間の熱交換を効率的に行うことができる。
　本開示の第４態様は、第１又は第２態様に加え、前記内管が銅管で構成されており、前記外装体が樹脂で作られている、熱交換器を提供する。外装体が樹脂で作られていると、より軽量な熱交換器を提供できる可能性がある。
　本開示の第５態様は、第１～第４態様のいずれか１つに加え、前記内管が、内面平滑管と、前記内面平滑管の外側に設けられた内面溝付き管とで構成された漏洩検知管である、熱交換器を提供する。漏洩検知管によれば、万が一、内面平滑管が破損したとしても、第一流体が第二流路に流れ出すことを防止できる。
　本開示の第６態様は、第１～第５態様のいずれか１つに加え、前記第一流体が二酸化炭素であり、前記第二流体が水である、熱交換器を提供する。二酸化炭素を冷媒として使用すると、水を沸点に近い温度まで加熱することができる。
　本開示の第７態様は、
　冷媒を圧縮する圧縮機と、
　第１～第６態様のいずれか１つの熱交換器で構成され、圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
　冷却された冷媒を膨張させる膨張機構と、
　膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
　前記放熱器に水を循環させる水回路と、
　を備えた、ヒートポンプを提供する。
　第１～第６態様のいずれか１つの熱交換器を使用することによって、ヒートポンプの効率を高めることができる。
　以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、以下の実施形態によって本発明が限定されるものではない。
　図１に示すように、本実施形態の熱交換器１００は、複数の熱交換セグメント１０、第一ヘッダ１６及び第二ヘッダ２２を備えている。第一ヘッダ１６及び第二ヘッダ２２は、それぞれ、複数の熱交換セグメント１０の一端部及び他端部に設けられている。
　図２に示すように、熱交換セグメント１０は、内管集合体２６及び外管２８（外装体）によって構成されている。内管集合体２６は、２本の内管２４を含む。２本の内管２４は、それぞれ、第一流路２４ｈを有する。図３に示すように、これら２本の内管２４が螺旋状に捻られることによって、内管集合体２６が形成されている。内管集合体２６は、外管２８の中に配置されている。これにより、外管２８の内周面と内管集合体２６の外周面との間に第二流路２８ｈが形成されている。第一流路２４ｈの断面形状及び第二流路２８ｈの断面形状は、典型的には円形である。
　内管集合体２６に関して、螺旋ピッチ及び螺旋角は特に限定されない。螺旋ピッチは、例えば、２０～６５ｍｍの範囲に調整される。螺旋角は、例えば、１３～２６°の範囲に調整される。螺旋角はある程度大きい方が望ましいが、内管２４の外径に応じて加工限界が存在する。図３に示すように、「螺旋ピッチ」とは、捻られた内管２４の１周期分の長さを意味する。「螺旋角」は、以下のように定義される角度である。内管集合体２６を平面視したとき、内管集合体２６の中心線Ｌ1と、内管集合体２６の腹の位置における２つの内管２４の接点Ｐとを定義する。さらに、接点Ｐを通るように内管２４の接線Ｌ2を定義する。中心線Ｌ1と接線Ｌ2とのなす角度を「螺旋角」と定義する。
　図１に示すように、第一ヘッダ１６は、出口ヘッダ１２及び入口ヘッダ１４で構成されている。第一ヘッダ１６は、第二流路２８ｈから第二流体を集め、第一流路２４ｈに第一流体を導く役割を担う。第二ヘッダ２２は、入口ヘッダ１８及び出口ヘッダ２０で構成されている。第二ヘッダ２２は、第二流路２８ｈに第二流体を導き、第一流路２４ｈから第一流体を集める役割を担う。第一流路２４ｈに第一流体を流しながら第二流路２８ｈに第二流体を流すと、第一流体と第二流体との間で熱交換が行われる。
　第一流体の例は二酸化炭素などの冷媒であり、第二流体の例は水である。二酸化炭素は、ＧＷＰ（Global Warming Potential）の低い冷媒として、ヒートポンプに好適である。二酸化炭素を冷媒として使用すると、水を沸点に近い温度まで加熱することができる。ただし、熱交換するべき２種類の流体はこれらに限定されない。水に代えて、油、ブラインなどを第二流体として使用できる。また、冷媒として、ハイドロフルオロカーボンなどのフッ素冷媒も使用できる。
　第一ヘッダ１６及び第二ヘッダ２２の詳細な構造は、例えば、特許文献１（図６）に記載されている。
　本実施形態において、内管２４及び外管２８は、それぞれ、銅管で構成されている。これにより、第一流体と第二流体との間の熱交換を効率的に行うことができる。
　第二流路２８ｈは、管以外の形状を有する部材によって形成されていてもよい。そのような部材は、金属で作られていてもよいし、金属以外の材料で作られていてもよい。例えば、内管２４が銅管で作られており、外管２８に相当する部材（外装体）が樹脂で作られていてもよい。外管２８に相当する部材が樹脂で作られていると、より軽量な熱交換器を提供できる可能性がある。
　外管２８に相当する部材は、例えば、ポリフェニレンサルファイド、ポリエーテルエーテルケトン、ポリテトラフルオロエチレン、ポリサルフォン、ポリエーテルサルフォン、ポリアリレート、ポリアミドイミド、ポリエーテルイミド、液晶ポリマー、ポリプロピレンなどの樹脂で作られていてもよい。これらの樹脂（熱可塑性樹脂）は、優れた耐熱性及び化学的耐久性を有しており、水に触れても劣化しにくい。外管２８は、また、ガラスフィラーなどの強化材を含む樹脂で作られていてもよい。
　図２に示すように、内管２４は、内面平滑管３２と、内面平滑管３２の外側に設けられた内面溝付き管３０とで構成された漏洩検知管である。内面平滑管３２の外径は、内面溝付き管３０の内径に等しい。漏洩検知管によれば、万が一、内面平滑管３２が破損したとしても、第一流体が第二流路２８ｈに流れ出すことを防止できる。ただし、内管２４が漏洩検知管であることは必須ではない。内管２４は、内面平滑管３２のみで構成されていてもよい。また、内管２４の表面にディンプル（凹凸）が形成されていてもよい。そのようなディンプルは、内管２４の表面における熱伝達率を向上させる。
　図１に示すように、本実施形態において、第一ヘッダ１６と第二ヘッダ２２との間に配置された熱交換セグメント１０の数を表すパス数Ｎは４である。外管２８の内径及び内管２４の外径に応じて、パス数Ｎは、４～８の範囲で適宜変更されうる。
　特許文献１（特許第４４１４１９７号明細書）の図６に記載されているように、従来の二重流路式熱交換器のパス数Ｎは、例えば２である。パス数Ｎを増やすと、パス数に比例して流路面積が増大するので、圧力損失は大幅に低下する。しかし、流体の流速が下がることによって熱伝達率も低下する。熱伝達率の低下による熱交換能力の低下を補償するために、１パスあたりの流路の長さを適切に設計する必要がある。パス数Ｎを２倍に増やしても、１パスあたりの長さを半分にすることはできない。そのため、単純にパス数を増やしただけでは、二重流路式熱交換器の重量を軽減する効果は得られない。
　本発明者らは、流路の数（パス数）、外管の内径及びギャップの広さの関係をコンピュータシミュレーションによって詳しく調べた。その結果、これらのパラメータが特定の値をとるとき、従来の二重流路式熱交換器と同等の熱交換能力を有しているにもかかわらず、軽量化された熱交換器を提供できることを突き止めた。
　具体的に、本実施形態の熱交換器１００は、下記の関係を満たす。まず、パス数Ｎは、４～８の範囲にある。外管２８の内径Φinは、６．５２～９．５０ｍｍの範囲にある。外管２８の内径Φinの半分と内管２４の外径Φoutとの差（（Φin／２）－Φout）で表されるギャップの広さＧが０＜Ｇ≦０．８（単位：ｍｍ）を満たす。さらに、パス数Ｎと外管２８の内径Φin（単位：ｍｍ）とが下記の関係（１）～（５）のいずれかを満たす。図２から理解できるように、内管集合体２６の外径は、内管２４の外径Φoutの２倍に等しい。
　（１）Ｎ＝４であり、８．２０≦Φin≦９．５０
　（２）Ｎ＝５であり、７．５８≦Φin≦８．９０
　（３）Ｎ＝６であり、７．１４≦Φin≦８．５０
　（４）Ｎ＝７であり、６．７８≦Φin≦８．２０
　（５）Ｎ＝８であり、６．５２≦Φin≦７．９０
　パス数Ｎが増えれば増えるほど、ロウ付け箇所が増えたり、ヘッダ１６及び２２の構造が複雑になったりする。パス数Ｎが８を超えると、たとえ軽量化を達成できたとしても量産が困難である。また、パス数Ｎが大きすぎると、熱交換セグメント１０のそれぞれに均一に第一流体及び第二流体を流すことが困難である。従って、パス数Ｎは、４～８の範囲にあることが望ましい。
　ギャップの広さＧがゼロのとき、外管２８の中に内管集合体２６を入れることができない。従って、ギャップの広さＧがゼロより大きいことが不可欠である。ギャップの広さＧは、０．１６ｍｍ以上であることが望ましい。他方、ギャップの広さＧが０．８ｍｍを超えると、内管２４の表面における熱伝達率が下がり、熱交換性能の低下が顕在化するおそれがある。従って、ギャップの広さＧの上限値は０．８ｍｍであることが望ましい。
　外管２８の内径Φin及びギャップの広さＧが決まると、内管２４の外径Φoutが決まる。熱交換器１００の軽量化は、外管２８の内径Φin及び／又は内管２４の外径Φoutを小さくすること、更には、外管２８の肉厚及び／又は内管２４の肉厚を減らすことに起因して達成されうる。ただし、安全性を考慮して、内管２４及び外管２８は、それぞれ、一定の肉厚を必要とする。耐腐食性を考慮して、検知管３０の肉厚（溝が無い部分の厚み）は、例えば、０．５～０．７ｍｍの範囲に調整されている。同様の観点から、外管２８の肉厚は、例えば、０．５～０．７ｍｍの範囲に調整されている。内面平滑管３２の肉厚は、例えば、０．２～０．４ｍｍの範囲に調整されている。なお、内面平滑管３２（冷媒管）に関して言えば、冷媒（第一流体）の圧力に耐えうる厚みが要求される。内面平滑管３２の厚みが過剰な場合、熱交換器１００の重量、コスト、冷媒の圧力損失などに影響が出る。従って、内面平滑管３２の厚みを、内面平滑管３２自身の外径の例えば１２～２０％（望ましくは１２～１６％）の範囲に定めることができる。
　熱交換器１００の熱交換能力は特に限定されないが、例えば、４．５～６．０ｋＷの範囲にある。熱交換器１００がこのような大きさの熱交換能力を有していると、熱交換器１００を一般家庭用のヒートポンプに好適に使用できる。もちろん、これ以上の熱交換能力が要求される場合には、２台の熱交換器１００を並列で使用することができる。
　図１に示すように、本実施形態において、熱交換セグメント１０は曲げられていない。パス数Ｎにもよるが、熱交換セグメント１０は、２～５メートルの長さを有する。従って、本実施形態の熱交換器１００において、熱交換セグメント１０は、渦状に曲げられていてもよい。熱交換セグメント１０に細い管を使用することによって曲げアールを小さくすることができ、デッドスペースを減らせる可能性がある。
　次に、熱交換器１００の用途を説明する。図４は、熱交換器１００を採用できるヒートポンプ給湯機２００の構成図である。
　ヒートポンプ給湯機２００は、ヒートポンプユニット２０１及びタンクユニット２０３を備えている。ヒートポンプユニット２０１で作られた湯がタンクユニット２０３に貯められる。タンクユニット２０３から給湯栓２０４に湯が供給される。ヒートポンプユニット２０１は、冷媒を圧縮する圧縮機２０５、冷媒を冷却する放熱器２０７、冷媒を膨張させる膨張機構２０９、冷媒を蒸発させる蒸発器２１１及びこれらの機器をこの順番で接続している冷媒管２１３を備えている。膨張機構２０９は、典型的には膨張弁である。膨張弁に代えて、冷媒の膨張エネルギーを回収可能な容積式膨張機を使用してもよい。放熱器２０７として、熱交換器１００を使用できる。タンクユニット２０３は、貯湯タンク２１５及び水回路２１７を備えている。水回路２１７は、放熱器２０７に水を循環させる役割を担う。
　図１～３を参照して説明した熱交換器を対象として、外管の内径Φinを７．０６ｍｍ又は８．６ｍｍに固定し、パス数Ｎを変化させたときの重量をコンピュータシミュレーションで計算した。ギャップの広さＧは０．４ｍｍで固定した。参照例として、パス数Ｎが２、外管の内径Φinが１０．８ｍｍの熱交換器の計算結果を準備した。熱交換能力を参照例の値（約４．７ｋＷ）に維持しつつ、パス数Ｎを変化させた。すなわち、参照例と同じ熱交換能力が発揮されるように、熱交換セグメントの長さ（外管の長さ）を設定した。シミュレーションの条件は、以下の通りである。
解析用ソフトウェア：ＲＥＦＰＲＯＰ Ｖｅｒｓｉｏｎ７．０
水の流量：１．４ｋｇ／分
水の温度：１７℃
冷媒の種類：ＣＯ2
冷媒の温度（入口）：８７℃
冷媒の温度（出口）：２０℃
冷媒の圧力：９．６ＭＰａ
外管及び内管の材料：銅
　結果を表１及び表２に示す。表１は、Φin＝７．０６ｍｍの結果である。表２は、Φin＝８．６ｍｍの結果である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表１の合計重量の項目に示すように、Φin＝７．０６ｍｍのとき、８パスの熱交換器だけが参照例よりも軽かった。表２の合計重量の項目に示すように、Φin＝８．６ｍｍのとき、４パスの熱交換器だけが参照例よりも軽かった。
　次に、ギャップの広さＧを０．４ｍｍに固定し、外管の内径Φinとパス数Ｎとの様々な組み合わせを調べた。そして、参照例よりも軽い熱交換器における外管の内径Φinとパス数Ｎとの組み合わせをピックアップした。その結果を表３に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　表３の結果を図５及び図６のグラフに示す。図５のグラフは、横軸がパス数Ｎを表し、縦軸が重量を表している。図５において、一番左の印が参照例に対応している。図６のグラフは、横軸が外管の内径Φinを表し、縦軸がパス数Ｎを表している。図６に示すように、参照例と同等の熱交換能力を維持しつつ軽量化を図るためには、パス数Ｎに応じて外管の内径Φinを適切に選択する必要がある。
　表３及び図５に示すように、ギャップの広さＧが０．４ｍｍのとき、Φin＝６．８２ｍｍ及び９パスの条件で熱交換器の重量が最小になった。ただし、パス数Ｎが８を超えると、生産性の低下が懸念される。
　次に、（ａ）ギャップの広さＧが０．８ｍｍのとき、（ｂ）ギャップの広さＧが０ｍｍのとき、（ｃ）ギャップの広さＧを最適化したときの各条件のもとで、外管の内径Φinとパス数Ｎとの様々な組み合わせを調べた。（ａ）の場合の結果を表４に示す。（ｂ）の場合の結果を表５に示す。（ｃ）の場合の結果を表６に示す。さらに、表３～６の結果を図７のグラフに示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000006
　ギャップの広さＧが０．８ｍｍを超えると、内管の表面における熱伝達率が下がり、熱交換性能の低下が顕在化するおそれがある。そのため、０．８ｍｍを超える範囲についてはシミュレーションを行っていない。他方、ギャップの広さＧの下限値は特に限定されないが、表６に示すように、ギャップの広さＧを最適化すると、参照例に比べて、熱交換器の重量を最大限に減らすことができる。
　すなわち、第二流体（水）の圧力損失が一定の値を超えない範囲でギャップの広さＧを最適化したときのデータは、熱交換器の重量を最小化できるギャップの広さＧを表している。従って、ギャップの広さＧを最適化したときのデータを好適な下限値として取り扱うことができる。なお、表６において、ギャップの広さＧの最も小さい値は、０．１６ｍｍであり、そのときのパス数Ｎは８である。
　ギャップの広さＧが０ｍｍのときのデータから理解できるように、ギャップの広さＧが０ｍｍに近づくと、水側の圧力損失を抑制する必要が生じるため、外管の内径Φinを増やす必要がある。その結果、ギャップの広さＧが０ｍｍのときの外管の内径Φinは、ギャップの広さＧが０．４ｍｍのときの外管の内径Φinよりも大きい。
　図７に示すように、Ｎ＝４のとき、８．２０≦Φin≦９．５０を満たせば、参照例と同等の熱交換能力を維持しつつ、二重流路式熱交換器の重量を軽減できる。同様に、Ｎ＝５のとき７．５８≦Φin≦８．９０、Ｎ＝６のとき７．１４≦Φin≦８．５０、Ｎ＝７のとき、６．７８≦Φin≦８．２０、Ｎ＝８のとき６．５２≦Φin≦７．９０を満たすことにより、二重流路式熱交換器の重量を低減できる。
　なお、本シミュレーションにおいて、検知管と内管とが一体の管として取り扱われているので、検知管の存在は、シミュレーションの結果に影響を及ぼさない。検知管の肉厚は０．６８ｍｍで一定であるが、検知管が存在しない場合、耐腐食性を高めるために内面平滑管の肉厚を増やす必要がある。
　次に、ガラスフィラーを３０重量％の割合で含むポリフェニレンサルファイド（ＰＰＳ）へと外管の材料を変更し、表３の結果を得たシミュレーションと同じシミュレーションを実施した。結果を表７及び図８に示す。表３及び図５と同じように、表７の最も左の列及び図８の一番左の印は、参照例に対応している。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000007
　表７及び図８に示すように、樹脂製の外管を用いた場合においても、銅製の外管を用いた場合と同じように、Φin＝６．８２ｍｍ及び９パスの条件で熱交換器の重量が最小になった。図８のグラフは、図５のグラフと同じ傾向を示した。このことは、銅製の外管を用いた熱交換器に関して導き出された結論（図７参照）が樹脂製の外管を用いた熱交換器にもあてはまることを意味している。
　本発明の熱交換器は、ヒートポンプ式給湯機、温水暖房装置などの機器に使用できる。

Claims (7)

  1. 　第一流体と第二流体とを熱交換させる熱交換器であって、
    　第一流路及び第二流路をそれぞれ有する複数の熱交換セグメントと、
    　前記第一流路に前記第一流体を導き、前記第二流路から前記第二流体を集めるように前記複数の熱交換セグメントの一端部に設けられた第一ヘッダと、
    　前記第一流路から前記第一流体を集め、前記第二流路に前記第二流体を導くように前記複数の熱交換セグメントの他端部に設けられた第二ヘッダと、
    　を備え、
    　前記熱交換セグメントが、（i）前記第一流路をそれぞれ有する２本の内管を含み、前記２本の内管が螺旋状に捻られることによって形成された内管集合体と、（ii）自身の内周面と前記内管集合体の外周面との間に前記第二流路が形成されるように、前記内管集合体を収容している外装体とによって構成され、
    　前記第一ヘッダと前記第二ヘッダとの間に配置された前記熱交換セグメントの数を表すパス数Ｎが４～８であり、
    　前記外装体の内径Φinの半分と前記内管の外径Φoutとの差（（Φin／２）－Φout）で表されるギャップの広さＧが０＜Ｇ≦０．８（単位：ｍｍ）を満たし、
    　前記パス数Ｎと前記外装体の内径Φin（単位：ｍｍ）とが下記の関係（１）～（５）のいずれかを満たす、熱交換器。
    　（１）Ｎ＝４であり、８．２０≦Φin≦９．５０
    　（２）Ｎ＝５であり、７．５８≦Φin≦８．９０
    　（３）Ｎ＝６であり、７．１４≦Φin≦８．５０
    　（４）Ｎ＝７であり、６．７８≦Φin≦８．２０
    　（５）Ｎ＝８であり、６．５２≦Φin≦７．９０
  2. 　前記ギャップの広さＧが０．１６≦Ｇ≦０．８を満たす、請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記内管及び前記外装体がそれぞれ銅管で構成されている、請求項１に記載の熱交換器。
  4. 　前記内管が銅管で構成されており、前記外装体が樹脂で作られている、請求項１に記載の熱交換器。
  5. 　前記内管が、内面平滑管と、前記内面平滑管の外側に設けられた内面溝付き管とで構成された漏洩検知管である、請求項１に記載の熱交換器。
  6. 　前記第一流体が二酸化炭素であり、前記第二流体が水である、請求項１に記載の熱交換器。
  7. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　請求項１に記載された熱交換器で構成され、圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
    　冷却された冷媒を膨張させる膨張機構と、
    　膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　前記放熱器に水を循環させる水回路と、
    　を備えた、ヒートポンプ。
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