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てるえわにべ
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No.07-5 日本機械学会熱工学コンファレンス 2007 講演論文集 2007.11.

1 No.07-5 日本機械学会熱工学コンファレンス 2007 講演論文集 , 京都 Copyright 2007 社団法人日本機械学会空調機用熱交換器の高性能化における研究開発 Research and Development on Improvement in Performance of Heat Exchangers for Air-conditioners 正柴田豊 ( ダイキン工業 ) Yutaka Shibata, Daikin Industries, Ltd., 1304 Kanaoka-cho, Kita-ku, Sakai, Osaka Heat exchangers for air-conditioners generally consist of aluminum fins and copper tubes. The performance of the heat exchangers had been improved by heat transfer enhancement on the fins and on the tubes for several decades. In recent years, however, the conventional methods of heat transfer enhancement are coming close to the limit due to some problems in practical use. And the heat exchangers have various factors that can deteriorate the performance. This paper shows some techniques that have been developed to improve the performance of the heat exchangers and, additionally, new trials by which more remarkable heat transfer enhancement is intended. Key Words: Heat Exchanger, Heat Transfer, Air Conditioning, Refrigerant, Energy Saving 1. はじめに地球環境保護の観点から CO 2 排出量削減が求められる中, 一般家庭のエネルギー消費量の約 25% を占める空調機においても, 省エネルギー化が大きな課題となっている. その中で, 熱交換器は重要な構成要素のひとつであり, 高性能化の要求は非常に高い. 空調機用熱交換器の高性能化としては, 数十年にわたって, 空気側や冷媒側の伝熱促進を中心に研究開発が行われてきた. しかしながら近年では, 実用上の制限事項もあって, 従来の伝熱促進技術が限界に近づいているため, 種々の工夫による高性能化が試みられるようにもなっている. 本稿では, 従来の伝熱促進技術を振り返るとともに, 近年の高性能化への取り組み例を紹介し, さらに今後の展望について述べることとする. 2. 高性能化の概要一般に空調機用熱交換器は,Fig.1 に示すようにアルミニウム製のフィンと銅製の伝熱管とで構成され, 一般家庭用のルームエアコンや, ビル, 店舗, オフィス用のパッケージエアコンなどに広く用いられている. この形式の熱交換器は, クロスフィン型またはフィンアンドチューブ型などと呼ばれており, フィン間を流れる空気と伝熱管内を流れる冷媒との間で熱交換が行われる. たスペースにフィンを高集積化することが必要である. Table 1 に,1990 年代までのルームエアコン室内機の内部レイアウトの変遷例 (1) を示す. 熱交換器は年々大型化しているが, 通風抵抗を抑えるため, フィン幅 ( 奥行き ) を広げず, 前面面積を大きくするように工夫されている. ただし近年では,1999 年のレイアウトに見られるように, 部分的に小さい熱交換器を付設してフィン幅を広げることも行われるようになり,2000 年以降はこのような形式が主流となっている. 一方,K を大きくする取り組みは, 空気側および冷媒側の伝熱促進である.Table 1 に記したように, 空気側のフィンはプレートフィンからスリットフィンやルーバーフィンへ, 冷媒側の伝熱管は平滑管から内面溝付管へと変化し, さらに伝熱管の管径は φ9.52 から φ7 へと細径化されるなど, 種々の技術により伝熱促進が実現されてきた. これらの効果により, この約 30 年間でルームエアコン室内熱交換器の K A は 4 倍以上に向上した. 以下では, このような高性能化への取り組みについて詳しく述べる. Table 1 Inside layout of the indoor units of residential air-conditioners (1). Fig.1 Heat exchanger for air-conditioners. 熱交換器の能力すなわち熱交換量 Q[W] は, 熱通過率 K [W/m 2 K], 伝熱面積 A [m 2 ], および空気と冷媒との対数平均温度差 T [K] を用いて, 簡易的に Q = F K A T と表される. ここで F は, 熱交換器における各流体の流れ形式によって定められる修正係数であり, 単純な対向流形式の場合には 1 となる. 空調機において, 省エネルギーの観点から T は年々縮小されており, 熱交換器には K A を大きくすることが求められる. これがすなわち熱交換器の高性能化である. このうち,A を大きくするためには, 限られ 3. 空気側の高性能化空調機用熱交換器においては, 空気側熱伝達率は冷媒側熱伝達率の 1/100 程度であり, フィンにより伝熱面積を拡大しているものの, 空気側熱抵抗は冷媒側熱抵抗の 5 倍前後の値になる. このため, 熱交換器の性能に対しては空気側性能が支配的であり, フィンの高性能化が極めて重要で (1) ある.Fig.2 に, 室内熱交換器用フィンの性能の推移例を示す. フィンパターンがプレート ( 平板 ) フィンやワッフル ( 波型 ) フィンから, スリットフィンやルーバーフィンへと変化することにより, 前縁効果を利用でき, 熱伝達率は大きく向上した.

Fig.2 Fins of heat exchangers for indoor units(1). スリットフィンやルーバーフィンについては数多くの解析や可視化実験が行われている (2)-(8) 例えば平松ら (4) は Fig.

4 に示すようにルーバーフィンでは二つオフセットフィンでは一つの Nu 極大点が存在することが明らかになりさらに熱伝達と圧力損失の比である jh/cf を用いて各フィンの性能を評価すると Fig.5 に示すようにルーバーフィンでは l2/l1=0.3 付近オフセットフィンでは l2/l1=0.

性能予測や最適化が可能となっている例えば喜ら (10) は伝熱管の細径化により管背面の死水域が減少し熱伝達率が低下せずに圧力損失が低減することを明らかにしたこのことはフィンピッチの縮小による伝熱面積の拡大が可能であることを示唆している事実室内熱交換器においては伝熱管の細径化と共にフィンピッチが縮小されておりこのことが空気側熱抵抗低減に大きく寄与してきた

3mm 程度が現在の主流となっているまた室外熱交換器においては暖房運転時の着霜の問題からより広いフィンピッチで使用されたりあるいはワッフルフィンやプレートフィンが採用されたりしているのが現状であるこのように実用上の制限により従来の伝熱促進技術が限界に近づきつつある中で種々の工夫による高性能化が図られている例えば谷口ら (11)はスリット本数を減じ

2 Fig.2 Fins of heat exchangers for indoor units(1). スリットフィンやルーバーフィンについては数多くの解析や可視化実験が行われている (2)-(8) 例えば平松ら (4) は Fig.3 に示すようなルーバーフィンおよびオフセットスリットフィンについて数値解析を行いフィンの配列状態を示すパラメータ l2/l1 を用いてヌセルト数 Nu および抵抗係数 Cf を整理したその結果 Fig.4 に示すようにルーバーフィンでは二つオフセットフィンでは一つの Nu 極大点が存在することが明らかになりさらに熱伝達と圧力損失の比である jh/cf を用いて各フィンの性能を評価すると Fig.5 に示すようにルーバーフィンでは l2/l1=0.3 付近オフセットフィンでは l2/l1=0.5 で最適配列となることがわかったまた Webb(9)はオフセットフィンやルーバーフィンなどについて熱伝達率および圧力損失のデータをまとめ整理式を示している以上のことからこれらのフィンの仕様について現在ではほぼ最適な設計が可能になっていると言える近年ではフィンと伝熱管を組み合わせた流路に対する三次元数値解析も多く行われており (10)-(19) より現実的な性能予測や最適化が可能となっている例えば喜ら (10) は伝熱管の細径化により管背面の死水域が減少し熱伝達率が低下せずに圧力損失が低減することを明らかにしたこのことはフィンピッチの縮小による伝熱面積の拡大が可能であることを示唆している事実室内熱交換器においては伝熱管の細径化と共にフィンピッチが縮小されておりこのことが空気側熱抵抗低減に大きく寄与してきた空気側の高性能化においてフィンピッチの縮小は効果的でありまた前縁効果の利用という点ではスリットやルーバーの微細化も有効な手段であるしかしながら現実には室内熱交換器の場合冷房運転時にフィン表面に生じる凝縮水による通風抵抗の増大や水飛びホコリやゴミなどによる目詰まりおよび製造技術などの問題があるためスリットやルーバーの幅は 1mm 前後フィンピッチは mm 程度が現在の主流となっているまた室外熱交換器においては暖房運転時の着霜の問題からより広いフィンピッチで使用されたりあるいはワッフルフィンやプレートフィンが採用されたりしているのが現状であるこのように実用上の制限により従来の伝熱促進技術が限界に近づきつつある中で種々の工夫による高性能化が図られている例えば谷口ら (11)はスリット本数を減じることにより圧力損失が低減するためフィンピッチの縮小または風量の増大が可能となり結果として能力が向上することを示している Multi bended heat exchanger. Bow shaped heat exchanger. (21) Fig.6 Cross sections of heat exchangers. (a) Basic louvered fin. (b) Parallel louvered fin. (c) Inclined louvered fin. (d) Offset fin. Fig.3 Analytical models and computational domains of fins(4). (a) (b) (c) (d) Heating mode. Cooling mode. (21) Fig.7 Air flow rate and heat capacity. Fig. 4 Nu and Cf for each fin(4). Fig.5 Optimum Condition for each fin(4). ルームエアコンの室内熱交換器は Table 1 に示したように折り曲げて室内機に組み込まれるのが一般的であるがこの折り曲げをなくし弓形や円弧形と呼ばれる形状に一体成形したフィンも開発されている(20) - (22) 蛭子ら(21)は Fig.6 に示すような一体成形型の多段曲げ型に対するメリットとしてフィンに折り曲げ用の切り欠きがないことによる伝熱面積増大とフィン効率向上および折り曲げに伴うスリットの変形がないことによる熱伝達率向上を挙げているまた Fig.7 に示すように同一ファン入力において暖房運転や送風のみの場合は多段曲げ型と一体成形型と

で風量に大差がないのに対し冷房運転の場合は一体成形型の方が高風量となり結果として多段折り型に対する能力向上がより顕著になっているこれは多段曲げ型においては冷房運転時の凝縮水が切り欠き部に滞留し通風抵抗を増大させ風量が低下するのに対し一体成形型では凝縮水が滞留せず速やかに排出されるため通風抵抗の上昇が小さく風量低下も少なくなることによる４冷媒側の高性能化

8 に冷媒側伝熱管の推移例 (1)を示す古くは平滑管が用いられていたがその後管内面に微細な溝を螺旋状に形成した内面溝付管が開発されまた溝形状が三角形から台形さらに台形スリム溝に変化することにより熱伝達率が約 2.5 から 3 倍となる一方で圧力損失は 50% 程度しか上昇せず極めて有効な高性能化が達成された(23) Herringbone tube.

3 で風量に大差がないのに対し冷房運転の場合は一体成形型の方が高風量となり結果として多段折り型に対する能力向上がより顕著になっているこれは多段曲げ型においては冷房運転時の凝縮水が切り欠き部に滞留し通風抵抗を増大させ風量が低下するのに対し一体成形型では凝縮水が滞留せず速やかに排出されるため通風抵抗の上昇が小さく風量低下も少なくなることによる４冷媒側の高性能化冷媒側においては冷媒の蒸発または凝縮による潜熱移動を伴うため空気側よりも高い熱伝達率が得られるがさらに熱伝達率を向上させるため種々の取り組みが行われてきた Fig.8 に冷媒側伝熱管の推移例 (1)を示す古くは平滑管が用いられていたがその後管内面に微細な溝を螺旋状に形成した内面溝付管が開発されまた溝形状が三角形から台形さらに台形スリム溝に変化することにより熱伝達率が約 2.5 から 3 倍となる一方で圧力損失は 50% 程度しか上昇せず極めて有効な高性能化が達成された(23) Herringbone tube. Inner grooved tube. Fig.9 Photos and illustrations of tubes. Ratio of heat transfer coefficient or pressure drop 7.0 Heat transfer coefficient (Evaporation) Heat transfer coefficient (Condensation) Pressure drop 6.0 Fig.10 Heat transfer coefficient of R22 and R407C(24). Asymmetrical Grooved Inductively Welded 5.0 Grooved Trapezoid / Slim Grooved Trapezoid Grooved Triangular Cross-Grooved Grooved Trapezoid / Slim / High- fin Fig Circumferential distribution of liquid layer thickness(25). Plane Fig Tubes of heat exchangers(1). そのような状況下モントリオール議定書により HCFC の全廃が決定されそれまで空調機用の冷媒として広く用いられてきた R22 に代わり代替冷媒として HFC 系の三成分非共沸混合冷媒 R407C および二成分疑似共沸混合冷媒 R410A が提案された R22 と比較した場合 R407C は動作圧力がほぼ同等であるが伝熱性能が大幅に劣り R410A は伝熱性能がほぼ同等であるが動作圧力が約 1.6 倍高いことが知られているそして 2000 年頃にまずパッケージエアコンには R407C ルームエアコンには R410A が主に用いられるようになり特にパッケージエアコンに対しては伝熱管のさらなる高性能化が急務となったこの頃注目を集めたのが平板上に溝加工を施して円管状に成形する電縫管と呼ばれる伝熱管であり従来の引き抜き管では不可能な溝形状の加工が実現された Fig.9 に当時注目された W 溝付管またはヘリンボーン溝付管と呼ばれる管の内面形状を従来の螺旋溝付管と併せて示す W 溝付管については今日に至るまで多くの研究が行われており (24) - (28) データの蓄積も豊富である例えば Fig.10(24)は冷媒 R22 R407C について W 溝付管螺旋溝付管における蒸発および凝縮熱伝達率を示すここで横軸の x は冷媒の乾き度である図より螺旋溝付管における R22 から R407C への熱伝達率の低下を R407C で W 溝付管を用いることによりほぼ補うことが可能となっている Evaporation. Fig.12 Condensation. Tube wall temperature and heat transfer coefficient(25). この伝熱促進のメカニズムとして蛭子ら (25)は Fig.11 のように液膜厚さが周方向に不均一となり局所的に薄膜化した部分で高い熱伝達率が得られることが要因と推察したそこで R407C の流れ方向を変化させそれぞれ管の上下左右位置において外壁温度を測定し局所熱伝達率を求めたその結果を Fig.12 に示す縦軸は外壁温度の周方向平均値に対する温度差および局所熱伝達率である

図より, 液膜が薄くなると考えられる部分で熱伝達率が高くなっており, 定性的に推察が正しいことが明らかになった. その後, 管出口での流れの観察撮影 (26)-(28) や, 管断面における周方向の液流量分布測定 (29) などにより, 液膜厚さの周方向の不均一性が確認されている. Fig.13 (24) は,R407C の W 溝付管, 螺旋溝付管における熱伝達率および圧力損失を示す.

4 図より, 液膜が薄くなると考えられる部分で熱伝達率が高くなっており, 定性的に推察が正しいことが明らかになった. その後, 管出口での流れの観察撮影 (26)-(28) や, 管断面における周方向の液流量分布測定 (29) などにより, 液膜厚さの周方向の不均一性が確認されている. Fig.13 (24) は,R407C の W 溝付管, 螺旋溝付管における熱伝達率および圧力損失を示す. 図より,W 溝付管には, 螺旋溝付管に比べて圧力損失が大きいことや, 熱伝達率の流速依存性が大きく, 低流速域での熱伝達率低下が顕著であるなどの欠点が存在することがわかる. そこで, このような欠点を補うことなどを目的として,W 溝付管と形状の異なる電縫管も開発されている. 例えば Fig.14 には, 溝を非対称に配置したものを示す (30). これは,W 溝付管に螺旋溝付管の特性を加えることを狙ったものである. 結果として, ある程度の改善効果は得られており, 溝仕様の工夫によって, 電縫管をさらに高性能化できる可能性を示唆している. 他に内田ら (31) は,Fig.15 のように螺旋溝の頂部に三次元的な切り欠きを付与したクロス溝付管を開発し,Fig.16 に示すように,W 溝付管に対して圧力損失同等以下で, 特に低流速域で高い熱伝達率が得られることを明らかにした. 従来の螺旋溝付管も, 加工技術の高度化により, 溝のねじれ角, および溝間のフィンの高さや頂角などの最適化が進展し (32), 圧力損失を抑えつつ,W 溝付管に近い熱伝達率が得られるものも開発されるようになった. また, パッケージエアコンにおいても,R22 と同等性能を持つ R410A が主として使用されるようになり, 伝熱管としては, 電縫管よりも低コストで生産される螺旋溝付管が主流となった. なお, 螺旋溝付管の溝仕様の最適化においては, 試作と性能評価を繰り返すのが一般的であるが, 鹿園ら (33)(34) は, 溝内の液の重力と表面張力のバランスによる物理モデルに基づいて, 単一冷媒の凝縮熱伝達率の予測式を提案し, 冷媒物性や溝仕様の影響を良好に予測している. Heat transfer coefficient. Pressure drop. Fig.13 Heat transfer characteristics of tubes (24). Fig.14 Asymmetrical inner Fig.15 Cross-grooved tube grooved tube (30). (Micro-notched tube) (31). Heat transfer coefficient. Pressure drop. Fig.16 Heat transfer characteristics of tubes (31). 5. 熱交換器の有効利用上述の通り, フィンおよび伝熱管の性能は飛躍的に向上してきた. しかしながら, 実際にこれらを組み合わせて熱交換器として使用する際には, 種々の性能低下要因が存在し, フィンおよび伝熱管の性能が十分に発揮されない場合がある. 以下では, そのような性能低下要因の影響を低減して, 熱交換器を有効に利用する取り組みを紹介する. 5.1 冷媒分流熱交換器の高性能化の過程において, 伝熱管が細径化されてきたことは, 既に述べた通りである. このため, パッケージエアコン用の大型熱交換器のみならず, ルームエアコン用の熱交換器においても, その性能を十分に引き出すには, 冷媒流路を複数のパスに分割し, 冷媒の圧力損失を低減することが必要であり, この場合, 各パスへ冷媒を適切に分配することが重要となる. 特に蒸発器では, 熱交換器入口において冷媒が気液二相流の状態にあり, これを適切に各パスに分配できる高性能な分流器が求められる. 従来, 分流器としては,Fig.17 に示すような単純な形状のものが多く用いられており, 適切に冷媒を分配するためには, 分流器の設置角度や, 分流器出口から熱交換器へ至る各配管の管径や長さなどを, それぞれ試行錯誤的に調整することが行われてきた. これは, 分流器内部の冷媒の流動状態が不明であることが一因である. そこで Shibata ら (35) は, 中性子ラジオグラフィー (36) により,2 パス分流器内部の冷媒の気液二相流を可視化した. その瞬間画像とイラストの例を Fig.18 に示す. 可視化により, 分流器底部に液溜まりが存在し, その中央部から気相が上部へ噴出する様子や, 液相が内壁に沿って薄膜の状態で上昇しつつ, 時折気相に伴われて中央部で吹き上がる現象などが確認された. また吉岡ら (37) は, ポリカーボネイド製の透明な 4 パス分流器を作成して内部の冷媒流れを観察し,2 パスの場合 (35) とほぼ同様の挙動を確認した. さらに, 実験計画法に基づいて, 分流器の各形状パラメータが分流性能に及ぼす影響を評価して,Fig.19 に示すような分流器の最適設計を行い, これにより, 分流器入口への冷媒流入条件 ( 流量や乾き度 ) および分流器の設置角度が分流性能に及ぼす影響を, 大幅に低減できることを明らかにした. すなわち, 現在主流となっているインバーター機における冷媒流動条件の変動や, 製造上の誤差や空調機の据え付け状態などによる分流器設置角度の変化によらず, 良好な分流性能を発揮する分流器が設計可能であることを示した.

Fig.17 Photos of conventional distributors. (a) Conventional branch pipe. (b) New type distributor (cross section). Fig.21 Photos of distributors (39).

Fig.18 Instantaneous visualized images and illustrations (35). これらの分流器は, 分流性能が良好である反面, 従来のものに比べて,Fig.19 のタイプは寸法が大きく,Fig.20,21(b) のタイプは冷媒の圧力損失が大きいという欠点を有している.

例えば中山ら (38) は,Fig.20 に示すように, 分流器内部にオリフィスを設けたタイプ, およびその改良型として, 細管による混合部を設けたタイプを製作し, それぞれルームエアコン室内機に組み込んで冷房運転を行った結果, 後者を用いる方が, 前者に対して冷房能力が向上することや, 分流器を傾けた場合でも能力の低下が小さいことを確認した.

これらについて, 特に設置方向の影響を評価するため, それぞれ, 冷媒の流れ方向を水平とし, さらに分流直後の各パスが鉛直方向上下に配置されるようにルームエアコン室内機に設置し, 冷房運転を行った.Fig.22 は, 管外壁温度の冷媒流れ方向の変化 ( 冷媒温度の変化に対応する ) を示す.

2 パス設計冷媒流路の分割において, 分割数 ( パス数 ) および流路パターン ( パス取り ) の設定はきわめて重要である. これらが適切に行われないと, たとえ分流器の性能が優れていても, 熱交換器の能力が大きく低下することになる. パス数については, 少ない場合には冷媒の圧力損失が大きくなり, 多い場合には熱伝達率が低くなる.

また, パス取りについては, 単純なパターンの場合でも, 冷媒を流す方向, 例えば空気に対して対向流とするか並行流とするかで能力が大きく変化することや, 出口における冷媒過熱度または過冷却度が大きい場合にその傾向が顕著であることなどが知られている (40).

5 Fig.17 Photos of conventional distributors. (a) Conventional branch pipe. (b) New type distributor (cross section). Fig.21 Photos of distributors (39). Twall, Upper pass Lower pass Conventional type 18 Twall, Upper pass Lower pass New type Length Length Fig.22 Temperature distribution (39). Fig.18 Instantaneous visualized images and illustrations (35). これらの分流器は, 分流性能が良好である反面, 従来のものに比べて,Fig.19 のタイプは寸法が大きく,Fig.20,21(b) のタイプは冷媒の圧力損失が大きいという欠点を有している. 現実には, 分流性能のみならず, 低圧力損失, コンパクト, さらには低コストが分流器に求められており, また, 伝熱管の細径化に伴い, 多パスへの対応も必要となるなど, 分流器は未だ多くの課題を抱えている. Refrigerant Fig.19 Optimization of a distributor (37). 一方, 分流器形状の工夫により分流性能を向上する試みも行われている. 例えば中山ら (38) は,Fig.20 に示すように, 分流器内部にオリフィスを設けたタイプ, およびその改良型として, 細管による混合部を設けたタイプを製作し, それぞれルームエアコン室内機に組み込んで冷房運転を行った結果, 後者を用いる方が, 前者に対して冷房能力が向上することや, 分流器を傾けた場合でも能力の低下が小さいことを確認した. また藤野ら (39) は, 分流器内部の冷媒挙動の可視化結果 (35) を参考に, 液溜まりを防止するために内容積を低減し, 分流器設置角度の影響を受けないよう分流器入口に絞り機構を設け, この絞りを冷媒が通過する際に気液が混合されることを狙った分流器を製作した. このタイプの 2 パス分流器と, 従来から用いられている分岐管を Fig.21 に示す. これらについて, 特に設置方向の影響を評価するため, それぞれ, 冷媒の流れ方向を水平とし, さらに分流直後の各パスが鉛直方向上下に配置されるようにルームエアコン室内機に設置し, 冷房運転を行った.Fig.22 は, 管外壁温度の冷媒流れ方向の変化 ( 冷媒温度の変化に対応する ) を示す. 分岐管の場合には, 上側パスに液冷媒が十分供給されず, パスの半分以上で冷媒が過熱状態になり, 下側パスでは熱交出口においても冷媒の蒸発が終了しないのに対し, 分流器の場合には, 上下パスともほぼ同様の冷媒温度変化を示し, 良好な分流性能が得られた. Previous type. New type. Fig.20 Cross sections of distributors (38). 5.2 パス設計冷媒流路の分割において, 分割数 ( パス数 ) および流路パターン ( パス取り ) の設定はきわめて重要である. これらが適切に行われないと, たとえ分流器の性能が優れていても, 熱交換器の能力が大きく低下することになる. パス数については, 少ない場合には冷媒の圧力損失が大きくなり, 多い場合には熱伝達率が低くなる. さらに, 熱交換器が蒸発器として用いられる場合と凝縮器として用いられる場合とで, 圧力損失および熱伝達率の特性が異なるので, パス数の選定においては, これらを総合的に考慮する必要がある. また, パス取りについては, 単純なパターンの場合でも, 冷媒を流す方向, 例えば空気に対して対向流とするか並行流とするかで能力が大きく変化することや, 出口における冷媒過熱度または過冷却度が大きい場合にその傾向が顕著であることなどが知られている (40). パス設計においては, これらのことを考慮し, ある程度の試行錯誤的プロセスを伴うが, 解析による効率化も図られている (41)-(45). パス設計を目的とした解析においては, Fig.23 (44) に示すように, 熱交換器を, 伝熱管の列, 段, 長さ方向に分割した微小エレメントの連結体として扱い, 各エレメントにおける熱移動や圧力損失について, 冷媒の経路に沿って計算を進めて行く手法が一般的である. また, 熱交換器前面における風速分布を与えることにより, 実機組込み状態を想定した解析も可能である. 風速分布については, 別途流体解析を行って得られた値または実測値が用いられる. さらに, 各パスにおける冷媒の圧力損失が等しくなるように, 冷媒流量の分配を定めることもできる. 近年では, パス数の増大やパス取りの複雑化により, 解析の重要性がますます大きくなっており, これに対応するように,Fig.24 (44) に示すような, パス途中での分岐や合流に対応した解析も行われている. しかしながら, 特に蒸発器の場合においては, 各パスの出口状態 ( 冷媒の乾き度または過熱度 ) を必ずしも正確に予測できないのが現状である. これは, 解析において冷媒流量の分配を定める際, 各パスへ分配される冷媒の乾き度が等しいと仮定されているのに

対し, 現実には異なる乾き度で分配されることが主要因と考えられる. 気液二相流の, 乾き度も含めた分配状態を予測するのは, 現状では極めて困難であるため, 当面はこの誤差を認識した上で解析を用いざるを得ない. Fig.23 Simulation model for a heat exchanger (44).

6 対し, 現実には異なる乾き度で分配されることが主要因と考えられる. 気液二相流の, 乾き度も含めた分配状態を予測するのは, 現状では極めて困難であるため, 当面はこの誤差を認識した上で解析を用いざるを得ない. Fig.23 Simulation model for a heat exchanger (44). 一方, 補助熱交換器を用いずに, 冷媒流路を工夫することにより, 熱交換器の性能を維持しつつコンパクト化を狙った例もある. 横山 (22) は,Fig.27 に示すように, ルームエアコン室内熱交換器に, 管径の異なる φ5,φ6.35,φ7,φ7.94 の伝熱管を採用し, 過冷却域に φ6.35 管を 1 パスで配置して冷媒流速を上げることで, 熱伝達率を向上させている. また, 過熱ガス域では φ7.94 管を 2 パスで配置しており, 熱交換器を蒸発器として用いる場合の冷媒圧力損失を低減している. さらに, ファンに最も近くなる部分に φ7.94 管を配置して抵抗を大きくするなどの工夫により, 風速分布の改善も図っている. これらの結果, 従来の補助熱交換器を付設したタイプに対して, 同等の性能を維持しつつ, 熱交換器全体の奥行きを約 18% 低減することに成功している. Fig.24 Indoor heat exchanger for a residential air-conditioner (44). 近年, 空調機の高 COP 化の要求から, 熱交換器における冷媒のエンタルピー変化を大きく取る必要があり, このため, 特に凝縮器出口において, 冷媒の過冷却度を大きくすることが求められている. しかしながら, 過冷却域においては, 気液二相域に比べて冷媒の熱伝達率が低く, しかも冷媒と空気の温度差が小さくなるため, 過冷却度を大きくすることにより, 熱交換器の能力が大幅に低下することが懸念される. しかも既述の通り, 過冷却度が大きい場合には, パス取りによる性能差が大きくなる可能性があるため, 適切なパス設計がますます重要となっている. ルームエアコンの室内熱交換器において,2000 年以降, 部分的に小さな熱交換器を付設するのが主流となっていることは既に述べたが, この熱交換器は過冷却用の補助熱交換器として用いられることが多い. 補助熱交換器においては, メイン熱交換器よりもパス数を減じて冷媒流速を上げることで熱伝達率を向上させ, さらに冷媒が低温の空気と熱交換可能となる風上側に配置することで, 効率的に過冷却度を大きくすることが行われている. 補助熱交換器による過冷却度増大について,Fig.25 にモリエル線図上でのイメージ図を, Fig.26 にその効果を表す (1).Fig.26 の横軸は凝縮器出口における冷媒の過冷却度を示す. 図より, 小さな補助熱交換器を付設することにより, 同一能力で過冷却度が約 9 度増大しており, 単純に熱交換器全体を大型化するよりも, 補助熱交換器の付設が COP の向上には効果的であると言える. Fig.25 Auxiliary Fig.26 Effect of auxiliary heat exchanger (1). heat exchanger (1). Fig.27 Array of different diameter tubes (22). 5.3 接触熱抵抗一般に, フィンと伝熱管は, 管を機械的に拡管することにより圧接されており, ここに接触熱抵抗が存在する. 近年では, フィンや伝熱管の高性能化により空気側および冷媒側の熱抵抗が低減され, 熱交換器の全熱抵抗に対する接触熱抵抗の割合が増大している. 接触熱抵抗は, 拡管率の増大により低減できるが, 通常, 拡管は管内にダイスを通すことにより行われるため, 拡管率の増大は伝熱管の溝形状の変形につながり, 冷媒の熱伝達率を低下させる可能性がある. また, さらに拡管率が増大すると, フィンのカラー部の割れが生じ, かえって接触熱抵抗を増大させる場合もある. 拡管率と接触熱抵抗の関係については, 実験データ (46) に基づいた整理式 (47) もあるが, 上記のような理由から, 実際には試行錯誤的に最適な拡管率を定める必要がある. 5.4 水はけ性熱交換器を蒸発器として用いる場合, フィン面で空気が露点以下に冷却されると, 凝縮水が生じてフィン面を覆い, これが熱抵抗となって熱交換器の性能を低下させる. 特にルーバーやスリットの部分に凝縮水が滞留すると, 空気側の熱伝達率が大幅に低下する. また凝縮水がさらに滞留すると, フィン間に凝縮水がブリッジして, 性能の低下とともに通風抵抗を大きく増大させ, やがて水飛びなどの問題が生じる場合もある. このため, フィン面上の水はけ性を向上させる必要があり, 特に室内熱交換器においては, 凝縮水が薄膜の状態で重力によりスムーズに排出されるように, フィン表面に親水処理皮膜がコーティングされている. ところが室内環境によっては, 空気中に浮遊する汚染物質の影響により, 親水処理皮膜が劣化し, 水はけ性が低下する可能性がある (48). そのため, 耐汚染性に優れた皮膜の開発が行われているが, 多種多様な環境の全てに対応することは困難なのが現状である. 超親水性およびセルフクリーニング効果のある光触媒 ( 酸化チタン ) を用いることも試みられているが (49), 紫外線照射の必要性や耐久性およびコストなどの課題が多く, 実用化には至っていない.

水はけ性に関わる問題として暖房運転時における室外熱交換器の着霜除霜も挙げられる暖房運転時室外熱交換器は蒸発器として使用されるため外気および冷媒の条件によってはフィン表面に着霜現象が生じさらに霜層が成長すると風量の低下や熱抵抗の増大をもたらし大幅に性能が低下することがあるこの場合暖房を一時中断して圧縮機から吐出される高温の冷媒を室外熱交換器に

実機においてはシステム制御等の工夫も必要であるが水はけ性は大きな影響を及ぼしており新たな技術の開発が必要である６今後の展望フィンや伝熱管に対する従来の伝熱促進技術が種々の制限により限界に近づいていることは既に述べた通りである解析等を駆使した最適化や地道な積み重ねによる少しずつの性能向上は今後も続けられるべきではあるがそれとは別にクロスフィン型熱交換器の性能を

29(54)に示すような渦発生体を付与することにより圧力損失の増大を抑えつつ熱伝達率を向上させることが提案されているこの技術は空調機の使用条件である低レイノルズ数域では十分な効果が得られないなどの理由で実用化には至っていないがこのようなルーバーやスリットの最適化とは異なる手法に関してのさらなる技術開発が望まれる Fig.

7 水はけ性に関わる問題として暖房運転時における室外熱交換器の着霜除霜も挙げられる暖房運転時室外熱交換器は蒸発器として使用されるため外気および冷媒の条件によってはフィン表面に着霜現象が生じさらに霜層が成長すると風量の低下や熱抵抗の増大をもたらし大幅に性能が低下することがあるこの場合暖房を一時中断して圧縮機から吐出される高温の冷媒を室外熱交換器に供給するなどの方法で除霜を行う必要がありエネルギーのロスおよび室内快適性の低下といった問題が生じるため着霜速度を抑え除霜速度を高めることが重要となっているこれまでに熱交換器における着霜特性についての解析が行われ (50)(51) フィン形状や表面処理による着霜除霜対策も検討されている (52) が依然着霜除霜は大きな問題となっている実機においてはシステム制御等の工夫も必要であるが水はけ性は大きな影響を及ぼしており新たな技術の開発が必要である６今後の展望フィンや伝熱管に対する従来の伝熱促進技術が種々の制限により限界に近づいていることは既に述べた通りである解析等を駆使した最適化や地道な積み重ねによる少しずつの性能向上は今後も続けられるべきではあるがそれとは別にクロスフィン型熱交換器の性能を従来のトレンドを超えて向上させるための新たな着眼点による伝熱促進技術が必要となっている例えばフィン面に Fig.28(53) Fig.29(54)に示すような渦発生体を付与することにより圧力損失の増大を抑えつつ熱伝達率を向上させることが提案されているこの技術は空調機の使用条件である低レイノルズ数域では十分な効果が得られないなどの理由で実用化には至っていないがこのようなルーバーやスリットの最適化とは異なる手法に関してのさらなる技術開発が望まれる Fig.28 Fin with vortex generators(53). Fig.29 Finned-tube bundles with winglets(54). 一方クロスフィン型とは異なる形式の熱交換器を空調機に適用することによりクロスフィン型熱交換器ではなし得ない性能向上が得られる可能性も考えられる例えば伊藤ら(55)はカーエアコンの凝縮器に用いられるアルミニウム製のパラレルフロー型熱交換器の評価を行ったこの熱交換器は Fig.30 に示すようにルーバー加工を施したコルゲートフィン内部流路を分割した扁平管およびヘッダをロウ付けすることにより構成され通常ヘッダを鉛直扁平管を水平に配置して使用されるパラレルフロー型熱交換器は凝縮器として用いられる場合においてはクロスフィン型熱交換器よりも熱通過率が高く通風抵抗が低いことが知られており過去に冷房専用空調機の室外熱交換器に適用された実績もあるただし冷暖房機に適用する場合には蒸発器としても使用されることになりこの場合 Fig.30 のような配置では扁平管上に凝縮水が滞留し水はけ性が極めて悪くなるそこでヘッダを水平扁平管を鉛直に配置することにより水はけ性をかなり改善することが可能であるところがこれを室外熱交換器として使用した場合には耐着霜性能が非常に悪く実用には適さないことが明らかにされているこれは扁平管を鉛直に配置した場合でも Fig.31(a)のように凝縮水がコルゲートフィンに沿って蛇行しながら流下するため水はけ性でクロスフィン型熱交換器より劣ることが主要因と考えられるただし長田ら (56)は管表面への凝縮水排水路の付与フィンのルーバー開口部の拡大フィン表面の親水処理などにより Fig.31(b)のように凝縮水が管に沿って鉛直に流下し得ることを示唆しており今後の技術開発によっては耐着霜性の向上の可能性も考えられる Fig.30 Parallel flow type heat exchanger(55). (a) Draining along tubes. (b) Draining along corrugated fins. Fig.31 Illustrations of draining pattern(56). また Kim ら (57)はパラレルフロー型熱交換器のコルゲートフィンの部分を Fig.32 に示すような発泡金属に置き換えた熱交換器を提案した発泡金属は単位体積あたりの表面積が大きくまた細い線によって構成される複雑な流路を持つため前縁効果による高い熱伝達率と乱れによる伝熱促進が期待できるこの熱交換器を用いて伝熱実験を行った結果発泡密度や管ピッチの最適化により凝縮器蒸発器いずれにおいても同一ポンプ動力あたりの伝熱性能空気側の熱伝達率と表面積との積をコルゲートフィンの場合よりも 20%以上向上できることが明らかになったただし通風抵抗の値自体はコルゲートフィンの場合よりもかなり大きくそのままでは空調機に適用することは困難である Fig.32 Aluminum form metal(57). このように現時点では従来のトレンドを超えかつ空調機で実用可能な高性能化技術は得られていないがクロスフィン型およびそれ以外の形式の熱交換器に関する研究開発が継続されており新たなブレークスルー技術の実現が待ち望まれる

8 7. おわりに空調機用熱交換器の研究開発について, 過去から現在までを振り返り, また, 今後の展望として, 新たな着眼点による技術の例を紹介した. 空調機用熱交換器の課題として, 伝熱性能の他に, 低コストやコンパクト性なども挙げられるが, さらに今後, 環境問題の深刻化に伴い, 省資源やリサイクル性などの要求も高まると思われる. これに対応するには, 従来の伝熱技術の枠を超えた新しい技術が必要であり, より広い見地からの研究開発が望まれる. 参考文献 (1) 笠井, 冷凍, (2000), (2) 平松, 石丸, 松崎, 機論 (B 編 ), (1989), (3) 平松, 石丸, 松崎, 機論 (B 編 ), (1989), (4) 平松, 石丸, 松崎, 機論 (B 編 ), (1989), (5) 横野, 機論 (B 編 ), (1991), (6) 須賀, 青木, 品川, 機論 (B 編 ), (1989), (7) 須賀, 青木, 機論 (B 編 ), (1990), (8) 喜, 鈴木, 萩原, 機論 (B 編 ), (1991), (9) Webb, R. L., Principles of Enhanced Heat Transfer, John Wiley & Sons, Inc. (1994), (10) 喜, 大久保, 蛭子, 鳥越, 第 33 回伝熱シンポ講論集 Ⅱ (1996), (11) 谷口, 古沢, 吉越, 清水, 鈴木, 三菱重工技報,35-2 (1998), (12) 工藤, 佐々木, 畑田, 下出, 森本, 機論 (B 編 ), (2003), (13) 工藤, 佐々木, 畑田, 森本, 機論 (B 編 ), (2004), (14) 大西, 稲岡, 松原, 中部, 鈴木, 機論 (B 編 ), (1998), (15) 大西, 稲岡, 松原, 鈴木, 機論 (B 編 ), (1999), (16) 大西, 稲岡, 鈴木, 機論 (B 編 ), (2001), (17) 近藤, 千秋, 松村, 小国, 冷凍空調学会論文集,23-2 (2006), (18) 近藤, 千秋, 小国, 冷凍空調学会論文集,23-4 (2006), (19) 早瀬, 崔, 具, 尹, 第 41 回伝熱シンポ講論集 Ⅰ (2004), (20) 和田, 鈴木, 中村, 仁木, 冷凍協会学術講演会講論集 (1995), (21) 蛭子, 吉田, 鳥越, 大久保, 第 31 回空調冷凍連合講演会講論集 (1997), (22) 横山, 冷凍空調学会年次大会講論集 (2006), (23) 磯崎, 石川, 佐伯, 神戸製鋼技報,50-3 (2000), (24) Ebisu, T., Fujino, H. and Torikoshi, K., Proc of 1998 Int. Refrigeration Conference at Purdue (1998) (25) 蛭子, 藤野, 鳥越, 第 34 回伝熱シンポ講論集 Ⅰ (1997), (26) 宮良, 大坪, 大塚, 冷凍空調学会論文集,18-4 (2001), (27) 柿本, 森, 吉田, 吉村, 大石, 第 38 回伝熱シンポ講論集 Ⅱ (2001), (28) 野津, 藤原, 冷凍 (2002), (29) 宮良, 岐部,Islam, 秋吉, 冷凍空調学会学術講演会講論集 (2002), (30) 藤野, 笠井, 中田, 第 38 回伝熱シンポ講論集 Ⅲ (2001), (31) 内田, 伊藤, 鹿園, 畑田, 松尾, 冷凍空調学会学術講演会講論集 (1998), (32) 佐々木, 冷凍空調学会年次大会講論集 (2006), (33) 鹿園, 伊藤, 内田, 畑田, 福島, 冷凍協会学術講演会講論集 (1996), (34) 鹿園, 伊藤, 内田, 福島, 第 30 回空調冷凍連合講演会講論集 (1996), (35) Shibata, Y., Ebisu, T., Asano, H., Takanaka, N., Fujii, T. and Matsubayashi, M., Proc. of The 3rd Int. Conf. on Multiphase Flow '98 (1998) (CD-ROM). (36) Asano, H., Takenaka, N., Fujii, T., Ono, A., Motomura, Y., Murata, Y., Mochiki, K., Taguchi, A., Tsuruno, A. and Matsubayashi, M., Proc. of The 2nd Int. Conf. on Multiphase Flow '95 (1995), IN IN2-32. (37) 吉岡, 金, 笠井, 冷凍空調学会年次大会講論集 (2006), (38) 中山, 隅田, 平國, 望月, 第 34 回空調冷凍連合講演会講論集 (2000), (39) 藤野, 柴田, 中田, 混相流学会年会講演会講論集 (2004), (40) 蛭子, 吉見, 鳥越, 第 29 回空調冷凍連合講演会講論集 (1995), (41) 木戸, 谷口, 菅, 第 33 回伝熱シンポ講論集 Ⅱ (1996), (42) 蛭子, 藤野, 川添, 鳥越, 第 32 回空調冷凍連合講演会講論集 (1998), (43) 松村, 安田, 第 34 回空調冷凍連合講演会講論集 (2000), (44) 上藤, 青木, 松田, 第 41 回伝熱シンポ講論集 Ⅰ (2004), (45) 加賀, 古藤, 大串, 機論 (B 編 ), (2007), (46) 沢井, 林, 応武, 武居, 冷凍, (1969), (47) 瀬下, 藤井, コンパクト熱交換器, 日刊工業新聞社 (1992), (48) 畑中, 福井, 神谷, 太田, 清水, 神戸製鋼技報,50-2 (2000), (49) 岡部, 竹村, 日高, 河野, 高田, 早瀬, 第 44 回伝熱シンポ講論集 Ⅲ (2007), (50) 喜, 沼田, 吉田, 川端, 鳥越, 第 29 回空調冷凍連合講演会講論集 (1995), (51) 石橋, 加賀, 中山, 隅田, 第 40 回伝熱シンポ講論集 Ⅱ (2003), (52) 青木, 冷凍空調学会学術講演会講論集 (2002), (53) 伊藤, 田中, 松島, 機論 (B 編 ), (2002), (54) 宮崎, 鳥居, 西野, 畠, 阿竹, 第 40 回伝熱シンポ講論集 Ⅰ (2003), (55) 伊藤, 小暮, 吉永, 星野, 若林, 工藤, 楠本, 冷凍協会学術講演会講論集 (1996), (56) 長田, 青木, 大原, 畔柳, 機論 (B 編 ) (1999), (57) Kim, H., Fujino, H., Shibata, Y., Yoshioka, S., Nakata, H., Proc. of The 6th KSME-JSME Thermal and Fluids Eng. Conf. (2005), EH04 (CD-ROM).

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