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WO2023175782A1 - 熱交換装置および冷却装置 - Google Patents

熱交換装置および冷却装置 Download PDF

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WO2023175782A1
WO2023175782A1 PCT/JP2022/011955 JP2022011955W WO2023175782A1 WO 2023175782 A1 WO2023175782 A1 WO 2023175782A1 JP 2022011955 W JP2022011955 W JP 2022011955W WO 2023175782 A1 WO2023175782 A1 WO 2023175782A1
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WO
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heat exchange
refrigerant
heat
header pipe
exchange device
Prior art date
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PCT/JP2022/011955
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真弘 蜂矢
正樹 千葉
孔一 轟
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NEC Corp
Original Assignee
NEC Corp
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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
    • F28D1/053—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 straight
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates

Definitions

  • the present invention relates to a cooling device and a cooling device method.
  • the process of receiving, compressing, dissipating, and expanding the refrigerant causes the refrigerant to absorb heat from the heat source and release it into the atmosphere.
  • a cooling device using a refrigeration cycle that releases In this refrigeration cycle since the refrigerant repeats a phase change between a liquid phase and a gas phase in each stroke of the cycle, the phase state of the refrigerant is appropriately grasped in the pipeline between each stroke, By appropriately maintaining the flow rate of the refrigerant in each pipe, it is necessary to suppress the pressure loss of the refrigerant and achieve efficient operation of the refrigeration cycle.
  • the refrigerant used in this refrigeration cycle is high-pressure hydrofluorocarbons (HFCs) with a difference between evaporation pressure and condensation pressure of the order of 1000 kPa. Therefore, it is expected to switch to low-pressure hydrofluoroolefins (HFOs) with a difference between evaporation pressure and condensation pressure of about 100 kPa and a maximum vapor pressure of 1000 kPa or less. If such a refrigerant is adopted, a larger flow rate is required than that of a high-pressure refrigerant, so consideration for suppressing the pressure loss of the refrigerant becomes more important.
  • HFCs high-pressure hydrofluorocarbons
  • HFOs low-pressure hydrofluoroolefins
  • the refrigeration cycle employs a so-called parallel flow heat exchange device as an evaporator that allows the refrigerant to receive heat from the object to be cooled, and a radiator that radiates heat from the refrigerant compressed by a compressor to the atmosphere after receiving the heat.
  • header tubes are provided at one end and the other end of a large number of heat conduction tubes arranged in parallel, and the refrigerant is distributed from the header tubes to the heat conduction tubes.
  • a flow path is formed in which the refrigerant flows from the refrigerant to the header pipe.
  • Patent Document 1 related to the present invention discloses a configuration in which a heat exchange pipe is arranged obliquely with respect to the airflow to be cooled.
  • Patent Document 2 related to the present invention discloses a configuration in which a header pipe has a shape corresponding to the arrangement of a plurality of heat conduction pipes.
  • the header tubes used in the parallel flow heat exchanger are tubes with round or square cross sections. These round tubes and square tubes have the following advantages and disadvantages. It is difficult to judge which one is superior or inferior. Since square pipes require a thicker wall thickness to achieve the same pressure resistance as round pipes, they have the same cross-sectional area (cross-sectional area calculated from the inner diameter that is effectively used as a flow path) than round pipes. If you try to connect the square tube of the header to the round tube used for the refrigerant piping on the inlet and outlet sides of the heat exchanger, the space occupied during installation will increase. .
  • the header part in the case of an inclined arrangement where the header part is placed at a corner between the floor and the wall or between the wall and the ceiling, there is a gap between one side of the cross section of the square pipe and the corner.
  • the gap is larger than in the case of round tubes, and the total length of the heat exchange device (the combined length of the heat transfer tube and the header tubes at both ends) has to be shortened, and the heat transfer tube (the actual heat There is no choice but to reduce the proportion occupied by the length (length that can be used for conduction).
  • the joint part when joining a square tube with a heat transfer tube, the joint part is a flat surface corresponding to one side of the square, so it is necessary to insert the heat transfer tube into the square tube by the minimum length and braze the surrounding area.
  • round tubes are welded onto curved surfaces, so by inserting the heat conduction tube deeply into the tube material that makes up the round header tube and welding, we ensure the reliability of the welded part. Consideration must be taken to prevent filler metal from flowing into the heat conduction tube during welding.
  • round tubes have the disadvantage that the flow resistance to the refrigerant flowing inside the tube is greater than that of square tubes due to the large protrusion of the heat transfer tube into the flow path. This is noticeable in heat exchange equipment that uses large, low-pressure refrigerants.
  • the purpose of this invention is to improve the heat exchange performance of a heat exchange device in a limited installation space.
  • This heat exchange device includes a plurality of refrigerant channels arranged in parallel with each other, a first header pipe that bundles the upper sides of the plurality of refrigerant channels in the direction of gravity, and a second header pipe that bundles the lower sides of the plurality of refrigerant channels in the direction of gravity.
  • the first header pipe has a planar surface to which the refrigerant flow path is connected
  • the second header pipe has a flat surface to which the refrigerant flow path is connected. It is characterized by a curved surface.
  • pressure loss in the header pipe through which refrigerant flows at high speed can be reduced.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a flow path of a heat exchange device according to a minimum configuration example of the present invention as viewed in a longitudinal direction and a transverse direction.
  • FIG. 1 is a piping diagram of a refrigeration cycle including a heat exchange device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a flow path of a heat exchange device according to an embodiment of the present invention, viewed in a longitudinal direction and a transverse direction.
  • 4 is an explanatory diagram of the operation of the heat exchange device of FIG. 3.
  • FIG. It is an explanatory view of flow path resistance of a header pipe of one embodiment and a header pipe of a comparative example.
  • This heat exchange device includes a plurality of refrigerant channels 1 arranged in parallel with each other, a first header pipe 2 that bundles the upper sides of the plurality of refrigerant channels 1 in the direction of gravity, and a second header that bundles the lower sides of the plurality of refrigerant channels 1 in the direction of gravity.
  • It is a parallel flow type heat exchange device composed of pipes 3, in which the first header pipe 2 has a flat surface 2a to which the refrigerant flow path 1 is connected, and the second header pipe 3 is characterized in that the surface 3a to which the refrigerant flow path 1 is connected is curved.
  • the bottom surface of the first header pipe 2 since the bottom surface of the first header pipe 2 is configured in a planar shape, it branches into the plurality of refrigerant flow paths 1 or It is possible to reduce pressure loss with respect to the flow of refrigerant that merges from the refrigerant.
  • FIG. 2 An embodiment of the present invention that embodies FIG. 1 will be described with reference to FIGS. 2 to 6.
  • a configuration example of a refrigeration cycle to which the heat exchange device of one embodiment is applied will be described.
  • a refrigerant that absorbs heat and evaporates in a heat receiving part 10 and becomes a gas phase is compressed by a compressor 11, and the compressed high-pressure refrigerant is radiated heat by a heat radiating part 12 to become a liquid phase.
  • It has a basic configuration in which the refrigeration cycle is circulated by expanding and reducing the pressure by an expansion valve 13 having a fluid resistance of 1000, and then returning it to the heat receiving section 10.
  • This refrigeration cycle is installed, for example, in a server room in which a large number of servers as heating elements are installed, and is used for local cooling of cooling air discharged from each of the servers.
  • arrows A and B indicated by broken lines indicate flow paths through which gaseous refrigerant flows, and as indicated by the thickness of the broken lines of arrows A and B, the refrigerant is sucked into the compressor 11 and compressed as shown by arrow A.
  • the refrigerant flows into the heat radiating section 12 with its pressure increasing and its volume decreasing.
  • the refrigerant that has radiated heat through heat exchange with the atmosphere changes from a gas phase to a liquid phase, and its volume further decreases.
  • the refrigerant that has radiated heat in the heat radiating section 12 and turned into a liquid phase flows through the liquid phase refrigerant flow path shown by the solid arrow C, and is reduced in pressure by the expansion valve 13, thereby increasing its volume and changing to the liquid phase shown by the arrow D.
  • the refrigerant flows through the refrigerant flow path and returns to the heat receiving section 10. Cycle through the refrigeration cycle.
  • the heat exchange device according to one embodiment is used in the heat receiving section 10 and the heat radiating section 12 of the refrigeration cycle.
  • FIG. 2 shows the basic configuration of a refrigeration cycle, and in an actual refrigeration cycle, the arrangement (head difference) of the heat receiving section 10, compressor 11, heat radiating section 12, and expansion valve 13 that constitute this, and each part are Depending on conditions such as changes in temperature and pressure of the refrigerant, a gas-liquid separation tank (not shown), a pump for pressure-feeding the refrigerant, a flow rate adjustment valve, etc. may be installed in the flow path indicated by the arrows A, B, C, and D. It is equipped with equipment.
  • FIG. 3 shows a heat exchanger used as the heat receiving section 10.
  • This heat receiving section 10 has a plurality of heat exchange pipes 20 arranged in parallel with each other. These plurality of heat exchange pipes 20 receive heat from, for example, the exhaust air of a cooling fan of a server, and are provided with radiation fins 20a for ensuring a contact area with the exhaust gas and increasing heat reception efficiency.
  • the radiation fins 20a are bent alternately between one heat exchange pipe 20 and an adjacent heat exchange pipe 20 to ensure a large contact area with the outside air.
  • the heat exchange pipe 20 has a rectangular cross section with a predetermined width in the depth direction in FIG. The radiation fins 20a are brazed to the surface.
  • the heat exchange pipes 20 are mutually independent tubes, and their upper ends are inserted into the gas phase side header 21 having a rectangular cross section, and are brazed to the planar bottom plate 21a of the gas phase side header 21 at the insertion point. There is. Further, the heat exchange pipe 20 is inserted into a through hole formed in the bottom plate 21a, and is fixed integrally by brazing the periphery of the heat exchange pipe 20. It protrudes above the bottom plate 21a by a length.
  • the lower end of the heat exchange pipe 20 is inserted into the liquid phase side header 22 having a circular cross section, and at the insertion point extends a predetermined length into the pipe from the cylindrical top plate 22a on the upper surface of the liquid phase side header 22. Inserted and protruding.
  • a through hole is formed by cutting the pipe wall of the pipe constituting the liquid phase side header 22 into a curved shape, and the space between the heat exchange pipe 20 and the heat exchange pipe 20 is formed in a three-dimensional manner. It has a brazed structure using curved weld lines.
  • the lower end of the heat exchange pipe 20 constitutes the liquid phase side header 22 in order to ensure the brazing range and to avoid excess brazing material from entering the heat exchange pipe 20 during brazing. It is inserted into the tube and protrudes up to the height approximately at the center of the circular cross section.
  • the gas phase side header 21 is connected to the flow path indicated by arrow A in FIG. It is connected to the flow path indicated by , receives the liquid phase refrigerant supplied from the expansion valve 13 , and distributes it to the plurality of heat exchange pipes 20 .
  • FIG. 4 shows a heat exchanger used as the heat radiating section 12.
  • the heat radiating section 12 shown in FIG. 4 shares the same components as the heat exchanger 12 that constitutes the heat receiving section 10 shown in FIG. 3.
  • This heat radiating section 12 has a plurality of heat exchange pipes 20 arranged in parallel with each other.
  • These plurality of heat exchange pipes 20 receive heat from, for example, the exhaust air of a cooling fan of a server, and are provided with radiation fins 20a for ensuring a contact area with the exhaust gas and increasing heat reception efficiency.
  • the radiation fins 20a are configured to be bent alternately between one heat exchange pipe 20 and the adjacent heat exchange pipe 20, and have a predetermined width dimension in the depth direction in FIG. 4(a), It is brazed to the surface of the heat exchange pipe 20.
  • the heat exchange pipes 20 are independent tubes arranged parallel to each other, and their upper ends are inserted into the gas phase side header 21 having a rectangular cross section, and the planar bottom plate 21a of the gas phase side header 21 is inserted at the insertion point. It is soldered to. Further, the heat exchange pipe 20 is inserted into a through hole formed in the bottom plate 21a, and is fixed integrally by brazing the periphery of the heat exchange pipe 20. It protrudes above the bottom plate 21a by a length.
  • the lower end of the heat exchange pipe 20 is inserted into the liquid phase side header 22 having a circular cross section, and at the insertion point extends a predetermined length into the pipe from the cylindrical top plate 22a on the upper surface of the liquid phase side header 22. It is inserted and protrudes.
  • a through hole is formed by cutting the pipe wall of the pipe constituting the liquid phase side header 22 into a curved shape, and the space between the heat exchange pipe 20 and the heat exchange pipe 20 is formed in a three-dimensional manner. It has a brazed structure using curved weld lines.
  • the lower end of the heat exchange pipe 20 constitutes the liquid phase side header 22 in order to ensure the brazing range and to avoid excess brazing material from entering the heat exchange pipe 20 during brazing. It is inserted into the tube and protrudes up to the height approximately at the center of the circular cross section.
  • the gas phase side header 21 is connected to the flow path shown by arrow B in FIG.
  • the refrigerant, which has radiated heat through the plurality of heat exchange pipes 20 and turned into a liquid phase, is connected to the flow path indicated by arrow C in FIG.
  • the length of the heat exchange pipe 20 protruding into the gas phase side header 21 through which the gas phase refrigerant flows at high speed is minimized, so that the heat exchange It is possible to suppress an increase in flow path resistance due to the protrusion of the pipe 20 and a decrease in heat transfer efficiency due to an increase in refrigerant temperature due to an increase in flow path resistance and a decrease in temperature difference with the object to be cooled.
  • the liquid phase side header 22 can secure the maximum cross-sectional area for the external dimensions, and by adopting a circular cross section with high pressure resistance, the liquid phase side header can be installed in a limited installation space. By minimizing the area occupied by the heat exchange pipe 22 and ensuring the length of the heat exchange pipe 20 as long as possible, the area contributing to heat exchange can be maximized.
  • FIG. 5(a) shows a comparative example in which a round tube 22 with a perfect circular cross section is used as the header on the gas phase side of the heat receiving section
  • FIG. 5(b) shows the cross section as the header on the gas phase side of the heat receiving section. shows an embodiment in which a square tube 21 is used. Note that in the cross section of the pipe, the outer diameter and the inner diameter are not necessarily similar due to factors such as restrictions on manufacturing technology, but in this embodiment, the wall thickness of the pipe will be described as being constant.
  • the flow of the gas phase refrigerant shown by arrow A in FIGS.
  • square pipes inevitably have a larger external shape (contour) than round pipes when they have the same cross-sectional area (the cross-sectional area calculated from the inner diameter, which is effectively used as a flow path), making it difficult to install.
  • the space occupied becomes large.
  • the header part is placed at a corner between the floor and the wall or between the wall and the ceiling, there is a gap between one side of the cross section of the square pipe and the corner.
  • the gap is larger than in the case of round tubes, and the total length of the heat exchange device (the combined length of the heat transfer tube and the header tubes at both ends) has to be shortened, and the heat transfer tube (the actual heat There is no choice but to reduce the proportion occupied by the length (length that can be used for conduction).
  • square pipes have mechanically inferior pressure resistance compared to round pipes, so they have to be thicker, and due to manufacturing technology and strength constraints, the corners must be rounded to a certain extent. Therefore, with the same external dimensions, the inner diameter (effective cross-sectional area) actually used as a flow path becomes smaller, and in order to obtain the required cross-sectional area, the outer diameter (length of one side in a square cross-section) becomes smaller. S) becomes longer.
  • the length of the heat exchange pipe 20 used for heat exchange is as shown in FIG.
  • h-2l ⁇ h-4r round tubes are longer and can provide a larger heat exchange area.
  • the joint is a flat surface corresponding to one side of the square, so the heat transfer tube is attached by inserting the minimum length into the square tube and brazing the surrounding area. be able to.
  • round tubes are welded onto curved surfaces, so by inserting the heat conduction tube deeply into the tube material that makes up the round header tube and welding, we ensure the reliability of the welded part. Consideration must be taken to prevent filler metal from flowing into the heat conduction tube during welding.
  • round tubes have the disadvantage that the flow resistance to the refrigerant flowing inside the tube is greater than that of square tubes due to the large protrusion of the heat transfer tube into the flow path.
  • the gas phase with a high refrigerant flow rate may be used.
  • a rectangular tube that can make the flow path resistance relatively small as the side header 21 and a round tube as the liquid phase side header 22 where the refrigerant flow velocity is low it is possible to install in a limited installation space.
  • the heat exchange efficiency of the heat exchanger can be improved.
  • the shape, cross-sectional shape, and number of the heat exchange pipes, and the shape and structure of the radiation fins are not limited to the one embodiment.
  • the cross-sectional shape of the gas-phase header is not limited to a square shape as long as the bottom surface is flat, and the cross-sectional shape of the liquid-phase header is limited to a round shape if the top surface is curved. It's not a thing.
  • the present invention can be used in heat exchange devices and cooling devices employed in air conditioners and the like.

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Abstract

熱交換器のヘッダー管の圧力損失を低減する技術に関する。　この熱交換装置は、互いに並列に配置された複数の冷媒流路（１）と、前記複数の冷媒流路（１）の重力方向上側を束ねる第１のヘッダー管（２）及び重力方向下側を束ねる第２のヘッダー管（３）から構成されるパラレルフロー型の熱交換装置であって、前記第１のヘッダー管（２）は、前記冷媒流路（１）が接続される面（２ａ）が平面状であり、前記第２のヘッダー管（３）は、前記冷媒流路（１）が接続される面（３ａ）が曲面状であることを特徴とする。

Description

熱交換装置および冷却装置
　本発明は冷却装置および冷却装置法に関する。
　データーセンターのサーバールームなど、発熱源となる電子機器を多数収容した空間の冷却には、冷媒を受熱、圧縮、放熱、膨張させる工程により、前記発熱源の熱を受熱した冷媒が大気中に熱を放出する冷凍サイクルを利用した冷却装置が使用されている。
　この冷凍サイクルにあっては、前記冷媒が前記サイクルの各行程で液相と気相との相変化を繰り返すことから、各行程間の管路において、冷媒の相状態を適切に把握して、各管路中の冷媒の流速を適切に維持するにより、冷媒の圧力損失を抑制して冷凍サイクルの効率的な運転を図る必要がある。
　一方、近年の環境負荷への配慮から、この冷凍サイクルで使用される冷媒として、従来の蒸発圧と凝縮圧の差が１０００ｋＰａオーダーの高圧のハイドロフルオロカーボン類（Ｈｙｄｒｏ　Ｆｌｕｏｒｏ　Ｃａｒｂｏｎｓ：ＨＦＣｓ：高圧のＨＦＣｓ）から、蒸発圧と凝縮圧の差が１００ｋＰａ程度かつ最大蒸気圧が１０００ｋＰａ以下の低圧のハイドロフルオロオレフィン類（Ｈｙｄｒｏ　Ｆｌｕｏｒｏ　Ｏｌｅｆｉｎｓ：低圧のＨＦＯｓ）などへの切替えが期待されているが、かかる低圧冷媒を採用した場合には、高圧冷媒に比して多くの流量を必要とすることから、前記冷媒の圧力損失を抑制するための配慮がより重要になる。
　上記冷凍サイクルには、冷却対象から冷媒に受熱させる蒸発器、受熱後にコンプレッサにより圧縮された冷媒から大気中に放熱させる放熱器として、いわゆるパラレルフロー型の熱交換装置が採用されている。
　この熱交換装置にあっては、並列に配置された多数の熱伝導管の一端、他端にそれぞれヘッダー管を設け、このヘッダー管から前記熱伝導管へ冷媒を分配し、また、熱伝導管から前記ヘッダー管へ冷媒を合流させる流路が形成される。
　本発明に関連する特許文献１には、冷却対象となる気流に対して斜めに熱交換パイプを配置する構成が開示されている。
　本発明に関連する特許文献２には、ヘッダー管として、複数の熱伝導パイプの配置に対応した形状を採用する構成が開示されている。
特開２０２１－１１９９８号公報 特開２０２０―１４８３４６号公報
　前記パラレルフロー型の熱交換装置で使用される前記ヘッダー管には、横断面丸形、もしくは角形の管が使用されるが、これら丸形管、角形管には、下記のような長所および短所があり、いずれか優劣を判定することは難しい。
　角形管は、丸形管と同様の耐圧性を得るために必要な肉厚が厚くなることから、丸形管に比して同一断面積（流路として有効に使われる内径により計算される断面積）の場合の外形（輪郭）が大きくなり、熱交換器の入口側、出口側の冷媒配管に使用される丸形管にヘッダーの角形管を接続しようとすると、設置に際して占有空間が大きくなる。特に、ヘッダー部が床と壁との間や壁と天井との間等の隅角部に配置される傾斜した配置の場合、角形管の断面を構成する一の辺と隅角との間に隙間は、丸形管の場合より大きく、熱交換装置の全長（熱伝導管とその両端のヘッダー管とを合わせた長さ）短くせざるを得ず、同一全長における熱伝導管（実際に熱伝導に利用することができる長さ）が占める割合を小さくせざるを得ない。
　また角形管は、熱伝導管との接合に際し、接合部が角形の一辺に相当する平面であるため、伝熱管を角形管へ最小限の長さだけ差し込んで周囲をろう付けすることにより取り付けることができる。これに対して丸形管は、曲面への溶接となるため、丸形のヘッダー管を構成する管材内へ熱伝導管を深く差し込んで溶接することにより、溶接部の信頼性を担保しつつ、溶接に伴う熱伝導管へのろう材の流入を防止する配慮が必要となる。このように、丸形管は、流路内への熱伝導管の突出量が大きいことにより、管内を流れる冷媒への流路抵抗が角形管より大きくなる欠点があり、この影響は、流量が大きな低圧冷媒を用いた熱交換装置において顕著なものとなる。
　この発明は、限られた設置空間における熱交換装置の熱交換性能の向上を目的とする。
　上記課題を解決するために、この発明は以下の手段を提案している。
　この熱交換装置は、互いに並列の配置された複数の冷媒流路と、前記複数の冷媒流路の重力方向上側を束ねる第１のヘッダー管及び重力方向下側を束ねる第２のヘッダー管から構成されるパラレルフロー型の熱交換装置であって、前記第１のヘッダー管は、前記冷媒流路が接続される面が平面状であり、前記第２のヘッダー管は、前記冷媒流路が接続される面が曲面状であることを特徴とする。
　本発明によれば、冷媒が高速で流れるヘッダー管における圧力損失を低減することができる。
本発明の最小構成例にかかる熱交換装置の流路を縦断方向視および横断方向視した断面図である。 本発明の一実施形態にかかる熱交換装置を備える冷凍サイクルの配管図である。 本発明の一実施形態にかかる熱交換装置の流路を縦断方向視および横断方向視した断面図である。 図３の熱交換装置の動作説明図である。 一実施形態のヘッダー管と比較例のヘッダー管との流路抵抗の説明図である。
　本発明にかかる熱交換装置の最小構成例について、図１を参照して説明する。
　この熱交換装置は、互いに並列に配置された複数の冷媒流路１と、前記複数の冷媒流路１の重力方向上側を束ねる第１のヘッダー管２及び重力方向下側を束ねる第２のヘッダー管３から構成されるパラレルフロー型の熱交換装置であって、前記第１のヘッダー管２は、前記冷媒流路１が接続される面２ａが平面状であり、前記第２のヘッダー管３は、前記冷媒流路１が接続される面３ａが曲面状であることを特徴とする。
　以上のように構成された本発明に係る熱交換装置によれば、第１のヘッダー管２の底面が平面状に構成されているので、複数の前記冷媒流路１へ分岐し、あるいは、これらから合流した冷媒の流れに対する圧力損失を低減することができる。
　図１を具体化した本発明の一実施形態にについて図２～図６を参照して説明する。
　図２を参照して、一実施形態のかかる熱交換装置が適用される冷凍サイクルの構成例について説明する。
　この冷凍サイクルは、受熱部１０で吸熱して蒸発し、気相となった冷媒を圧縮機１１により圧縮し、圧縮されて高圧になった冷媒を放熱部１２により放熱して液相とし、所定の流体抵抗を有する膨張弁１３により、膨張および減圧させた後、前記受熱部１０へ戻して、この冷凍サイクルを循環させる基本構成を有する。
　この冷凍サイクルは、例えば、発熱体としてのサーバーが多数設置されたサーバー室に設けられ、前記サーバーのそれぞれから排出された冷却空気を冷却する局所冷却に利用される。
　図２において、破線で示す矢印Ａ、Ｂは気相冷媒が流れる流路を示し、矢印Ａ、Ｂの破線の太さで示すように、矢印Ａのように圧縮機１１に吸い込まれて圧縮された冷媒は、矢印Ｂに示すように、圧力が上昇して体積が減少して放熱部１２に流入する。該放熱部１２において、例えば大気との熱交換によって放熱した冷媒は、気相から液相となってさらに体積が減少する。
　前記放熱部１２で放熱して液相となった冷媒は、実線の矢印Ｃで示す液相冷媒の流路を流れ、膨張弁１３で減圧することにより体積が増加し、矢印Ｄで示す液相冷媒の流路を流れて、前記受熱部１０へ戻り。冷凍サイクルを循環する。そして、一実施形態にかかる熱交換装置は、前記冷凍サイクルの前記受熱部１０、放熱部１２に使用されている。この冷凍サイクルは、いわゆる低圧冷媒を使用することから、求められる冷凍負荷の熱量を熱移動させるに足る流量の低圧冷媒が流れることを前提として、この流量と流路の断面積とで定まる流速における流路抵抗をできるだけ小さくすることができ、かつ、冷凍サイクルを構成する各機器、流路を構成する配管の設置条件（設置スペースの状況）が許容する範囲で、各部の配管径（流路断面積）を設定している。
　なお図２は冷凍サイクルの基本的な構成を示し、実際の冷凍サイクルにあっては、これを構成する受熱部１０、圧縮機１１、放熱部１２、膨張弁１３の配置（ヘッド差）、各部における冷媒の温度、圧力の変化等の条件に応じて、前記矢印Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄで示す流路の途中に、図示しない気液分離タンクや冷媒を圧送するポンプ、あるいは流量調整弁等の機器を備えている。
　図３は、前記受熱部１０として使用される熱交換器を示すものである。
　この受熱部１０は、互いに並列に配置された複数の熱交換パイプ２０を有する。これら複数の熱交換パイプ２０は、例えばサーバーの冷却ファンの排気から受熱するもので、前記排気との接触面積を確保して受熱効率を高めるための放熱フィン２０ａを備える。この放熱フィン２０ａは、一の熱交換パイプ２０と隣り合う熱交換パイプ２０との間で交互に屈曲させることによって、外気との接触面積を大きく確保するよう構成されている。また前記熱交換パイプ２０は、図３（ａ）の奥行き方向へ所定の幅寸法を有する断面長方形状の角形であって、断面積に比して周長（表面積）が大きな形状をなし、その表面に前記放熱フィン２０ａがろう付けされている。
　前記熱交換パイプ２０は、互いに独立した管であって、横断面角形の気相側ヘッダー２１に上端部が挿入され、挿入個所で気相側ヘッダー２１の平面状の底板２１ａにろう付けされている。また前記熱交換パイプ２０は、前記底板２１ａに形成された貫通孔に挿入されて、その周囲をろう付けすることにより一体に固着されており、このろう付けの範囲を確保することができる最小限の長さだけ前記底板２１ａの上方へ突出している。
　また前記熱交換パイプ２０は、横断面円形の液相側ヘッダー２２に下端部が挿入され、挿入個所で液相側ヘッダー２２の上面の円筒面状の天板２２ａから管内に所定の長さだけ差し込まれて、突出している。前記熱交換パイプ２０が貫通する個所では、前記液相側ヘッダー２２を構成するパイプの管壁を曲面状に切断してなる貫通孔が形成されていて、熱交換パイプ２０との間を三次元曲線状の溶接線によりろう付けした構造を有する。前記熱交換パイプ２０の下端部は、前記ろう付けの範囲を確保し、かつ、ろう付けに伴う余剰のろう材の熱交換パイプ２０への侵入を回避すべく、前記液相側ヘッダー２２を構成する円形断面の略中心の高さとなる位置まで管内に差し込まれて、突出している。
　そして、前記気相側ヘッダー２１は、図２に矢印Ａで示す流路に接続されて、受熱した冷媒を圧縮機１１へ供給し、また、前記液相側ヘッダー２２は、図２に矢印Ｄで示す流路に接続されて、膨張弁１３から供給された液相の冷媒を受け入れ、複数の前記熱交換パイプ２０へ分配する。
　図４は、前記放熱部１２として使用される熱交換器を示すものである。
　図４に示す放熱部１２は、図３に示す受熱部１０を構成する熱交換器１２と構成要素を共通にする。
　この放熱部１２は、互いに並列に配置された複数の熱交換パイプ２０を有する。これら複数の熱交換パイプ２０は、例えばサーバーの冷却ファンの排気から受熱するもので、前記排気との接触面積を確保して受熱効率を高めるための放熱フィン２０ａを備える。この放熱フィン２０ａは、一の熱交換パイプ２０と隣り合う熱交換パイプ２０との間で交互に屈曲して構成され、図４（ａ）の奥行き方向へ所定の幅寸法を有していて、前記熱交換パイプ２０の表面にろう付けされている。
　前記熱交換パイプ２０は、互いに平行に配置された独立した管であって、横断面角形の気相側ヘッダー２１に上端部が挿入され、挿入個所で気相側ヘッダー２１の平面状の底板２１ａにろう付けされている。また前記熱交換パイプ２０は、前記底板２１ａに形成された貫通孔に挿入されて、その周囲をろう付けすることにより一体に固着されており、このろう付けの範囲を確保することができる最小限の長さだけ前記底板２１ａの上方へ突出している。
　また前記熱交換パイプ２０は、横断面円形の液相側ヘッダー２２に下端部が挿入され、挿入個所で液相側ヘッダー２２の上面の円筒面状の天板２２ａから管内に所定の長さだけ突差し込まれて、突出している。前記熱交換パイプ２０が貫通する個所では、前記液相側ヘッダー２２を構成するパイプの管壁を曲面状に切断してなる貫通孔が形成されていて、熱交換パイプ２０との間を三次元曲線状の溶接線によりろう付けした構造を有する。前記熱交換パイプ２０の下端部は、前記ろう付けの範囲を確保し、かつ、ろう付けに伴う余剰のろう材の熱交換パイプ２０への侵入を回避すべく、前記液相側ヘッダー２２を構成する円形断面の略中心の高さとなる位置まで管内に差し込まれて、突出している。
　そして、前記気相側ヘッダー２１は、図２に矢印Ｂで示す流路に接続されて、圧縮機１１で圧縮された冷媒を受け入れ、また、前記液相側ヘッダー２２は、図２に矢印Ｃで示す流路に接続されて、複数の前記熱交換パイプ２０で放熱して液相となった冷媒を合流させ、図２に矢印Ｃで示す流路を経由して前記膨張弁１３へ送り出す。
　以上のように構成された熱交換器にあっては、気相冷媒が高速で流れる気相側ヘッダー２１内に突出する熱交換パイプ２０の長さが最小限とされているので、この熱交換パイプ２０の突出による流路抵抗の増大、および流路抵抗の増大に伴う冷媒温度の上昇～冷却対象との温度差の減少による熱伝導効率の低下を抑制することができる。また液相側ヘッダー２２においては、外形寸法に対して最大限の断面積を確保することができ、かつ、耐圧強度の高い円形断面を採用することによって、限られた設置スペースにおいて液相側ヘッダー２２が占める領域を最小限として、熱交換パイプ２０の長さをできるだけ長く確保して、熱交換に寄与する面積を最大限にすることができる。
　図５（ａ）は、受熱部の気相側ヘッダーとして横断面が真円状の丸形管２２を採用した比較例を示し、図５（ｂ）は受熱部の気相側ヘッダーとして横断面が正方形の角形管２１を採用した一実施形態を示している。なおパイプの横断面にあっては、製造技術上の制約等の要因により、必ずしも外形と内径とは相似形でないが、本実施形態においては、管の肉厚が一定なものとして説明する。
　図５（ａ）（ｂ）に矢印Ａで示す気相冷媒の流れ（受熱部１０から圧縮機１１へ向かう気相冷媒の流れ）は、（ａ）に示す比較例にあっては、熱交換パイプ２０の丸形管２２内への突出量が多いため、高速で流れる気相冷媒が矢印Ａで示す様に度々方向を変えることとなって圧力損失が大きくなる。これに対して（ｂ）に示す一実施形態にあっては、熱交換パイプ２０の角形管２１内への突出量が小さいため、高速で流れる気相冷媒が矢印Ａで示すように、方向を変えることが少ないので、圧力損失を小さくすることができる。この圧力損失の影響は、圧力損失が流速の二乗に比例するという特性に起因して、気相冷媒が高速で流れる気相側ヘッダー２１で顕著なものとなる。
　すなわち、角形管は、丸形管に比して同一断面積（流路として有効に使われる、内径により計算される断面積）の場合の外形（輪郭）が大きくなることが避けられず、設置に際して占有空間が大きくなる。特に、ヘッダー部が床と壁との間や壁と天井との間等の隅角部に配置される傾斜した配置の場合、角形管の断面を構成する一の辺と隅角との間に隙間は、丸形管の場合より大きく、熱交換装置の全長（熱伝導管とその両端のヘッダー管とを合わせた長さ）短くせざるを得ず、同一全長における熱伝導管（実際に熱伝導に利用することができる長さ）が占める割合を小さくせざるを得ない。さらに、角形管は、丸形管に比して力学的に耐圧性能が劣るため肉厚を大きくせざるを得ず、また、製造技術および強度上の制約から隅角部分にある程度の丸みを持たせる必要があることから、同一の外形寸法では、実際に流路として使われる内径（有効な断面積）が小さくなり、必要とされる断面積を得ようとすると外形（正方形断面における一辺の長さ）が長くなる。
　したがって、設置空間の制限から、熱交換器の全長が同一の長さｈに制限されているとすると、熱交換パイプ２０が熱交換に使われる長さは、図５に示すように、一辺の長さがｌの角形管２１の場合と、半径ｒの丸形管２２の場合とでは、
　ｈ－２ｌ＜ｈ－４ｒ
となり、丸形管の方が長く、大きな熱交換面積を得ることができる。
　一方、角形管は、熱伝導管との接合に際し、接合部が角形の一辺に相当する平面であるため、伝熱管を角形管へ最小限の長さだけ差し込んで周囲をろう付けすることにより取り付けることができる。これに対して丸形管は、曲面への溶接となるため、丸形のヘッダー管を構成する管材内へ熱伝導管を深く差し込んで溶接することにより、溶接部の信頼性を担保しつつ、溶接に伴う熱伝導管へのろう材の流入を防止する配慮が必要となる。このように、丸形管は、流路内への熱伝導管の突出量が大きいことにより、管内を流れる冷媒への流路抵抗が角形管より大きくなる欠点があり、この影響は、流量が大きな低圧冷媒を用いた熱交換装置において顕著なものとなる。
　一実施形態にあっては、特に、従前の高圧冷媒より流量が多く、流速が早くなる低圧冷媒にあっては、上記丸形管、角形管の利害得失から、冷媒の流速が高い前記気相側ヘッダー２１として流路抵抗を比較的小さくすることが可能な角形管を採用し、冷媒の流速が低い前記液相側ヘッダー２２として、丸形管を採用することにより、限られた設置空間における熱交換器の熱交換効率を向上することができる。
　以上、一実施形態について説明したが、熱交換パイプの形状、断面形状、本数、放熱フィンの形状、構造は一実施形態に限定されるものではない。
　また気相側ヘッダーの横断面形状は、底面が平面状であれば角形に限定されるものではなく、また、液相側ヘッダーの断面形状は、上面が曲面であれば丸形に限定されるものではない。
　以上、本発明の実施形態について図面を参照して詳述したが、具体的な構成はこの実施形態に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等も含まれる。
　本発明は、空調装置等で採用される熱交換装置および冷却装置に利用することができる。
　１　冷媒流路
　２　第１のヘッダー管
　２ａ　面（平面）
　３　第２のヘッダー管
　３ａ　面（曲面）
１０　受熱部
１１　圧縮機
１２　放熱部
１３　膨張弁
２０　熱交換パイプ
２０ａ　放熱フィン
２１　気相側ヘッダー（角形管）
２１ａ　底板
２２　液相側ヘッダー（丸形管）
２２ａ　天板

Claims (8)

  1. 　互いに並列に配置された複数の冷媒流路と、前記複数の冷媒流路の重力方向上側を束ねる第１のヘッダー管及び重力方向下側を束ねる第２のヘッダー管から構成されるパラレルフロー型の熱交換装置であって、
    　前記第１のヘッダー管は、前記冷媒流路が接続される面が平面状であり、前記第２のヘッダー管は、前記冷媒流路が接続される面が曲面状である、
    　ことを特徴とする熱交換装置。
  2. 　前記第１のヘッダー管の断面は角形をなす、
    　請求項１に記載の熱交換装置。
  3. 　前記第２のヘッダー管の断面は丸形をなす、
    請求項１または２のいずれか１項に記載の熱交換装置。
  4. 　前記第２のヘッダー管の高さ方向の寸法は、前記第１のヘッダー管の高さ方向の寸法よりも小さい、
    ことを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換装置。
  5. 　前記冷媒流路を流れる冷媒は、室温での飽和蒸気圧が０．１ＭＰａ以下である、
    　ことを特徴とする請求項１～４のいずれか１項に記載の熱交換装置。
  6. 　請求項１～５のいずれか１項に記載の熱交換装置を受熱器と放熱器との少なくともいずれかに備え、
    　前記受熱器と、該受熱器で受熱した冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機で圧縮された冷媒を放熱する前記放熱器と、該放熱器で放熱した冷媒を膨張させる膨張機との間で冷媒を循環させる冷凍サイクルを備える冷却装置。
  7. 　前記第１のヘッダー管と前記第２のヘッダー管との断面形状が異なるパラレルフロー型の熱交換装置が受熱器に使用されている、
    ことを特徴とする請求項６に記載の冷却装置。
  8. 　前記第１のヘッダー管と前記第２のヘッダー管との断面形状が異なるパラレルフロー型の熱交換装置が放熱器に使用されている、
    ことを特徴とする請求項６または７のいずれか１項に記載の冷却装置。
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Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005024188A (ja) * 2003-07-03 2005-01-27 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
KR20070016646A (ko) * 2005-08-04 2007-02-08 이재혁 순간 냉수기
WO2018179204A1 (ja) * 2017-03-30 2018-10-04 日本電気株式会社 冷却システム及び冷却システムにおける冷媒制御方法
WO2019234847A1 (ja) * 2018-06-06 2019-12-12 三菱電機株式会社 熱交換器
JP2020186830A (ja) * 2019-05-10 2020-11-19 ダイキン工業株式会社 熱交換器およびヒートポンプ装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005024188A (ja) * 2003-07-03 2005-01-27 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
KR20070016646A (ko) * 2005-08-04 2007-02-08 이재혁 순간 냉수기
WO2018179204A1 (ja) * 2017-03-30 2018-10-04 日本電気株式会社 冷却システム及び冷却システムにおける冷媒制御方法
WO2019234847A1 (ja) * 2018-06-06 2019-12-12 三菱電機株式会社 熱交換器
JP2020186830A (ja) * 2019-05-10 2020-11-19 ダイキン工業株式会社 熱交換器およびヒートポンプ装置

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