JP2019163924A

JP2019163924A - 熱音響システム用熱交換器、往復振動流を用いたエネルギー変換器、熱音響エンジン、および、スターリングエンジン。

Info

Publication number: JP2019163924A
Application number: JP2019049139A
Authority: JP
Inventors: 光治榎木; Koji Enoki; 祐樹上田; Yuki Ueda; 秋澤　淳; Atsushi Akisawa; 淳秋澤; 淳平川崎; Jumpei Kawasaki
Original assignee: University of Electro Communications NUC; Tokyo University of Agriculture and Technology NUC; Tokyo Gas Co Ltd
Current assignee: University of Electro Communications NUC; Tokyo University of Agriculture and Technology NUC; Tokyo Gas Co Ltd
Priority date: 2018-03-15
Filing date: 2019-03-15
Publication date: 2019-09-26

Abstract

【課題】従来よりもエネルギー変換効率の高い熱音響システム用熱交換器を提供する。【解決手段】本発明は、流体が封入されるループ状の管と、この管の内部に配置された蓄熱手段と、蓄熱手段の一方の端に配置される高温熱交換手段と、蓄熱手段の他端に配置される低温熱交換手段とを備え、高温熱交換手段および低温熱交換手段を通過する流体の温度勾配により熱音響自励振動を発生させる熱交換器であって、蓄熱手段の内部に多孔質体を配置させることを特徴とする熱音響システム用熱交換器。【選択図】図１

Description

本発明は、熱音響システム用熱交換器、往復振動流を用いたエネルギー変換器、熱音響エンジン、および、スターリングエンジンに関する。

熱音響現象とは、熱と音波の相互作用により生じる現象であり、熱が空気（流体）そのものを振動させて（摩擦などの抵抗を伴う機械駆動部を設けずに）、エネルギー変換する効果を示すものである。この現象を活用した熱音響システムとは、熱エネルギーを音響エネルギーに変換、もしくは音響エネルギーを熱エネルギーに変換し、発生した音響もしくは熱エネルギーを利用する技術である。ここで、外部と熱エネルギーをやり取りする熱交換器は、熱音響システムにおいて非常に重要な役目を果たす。

具体的な熱音響システムの使用用途として、熱音響エンジンが挙げられる。熱音響エンジンを動かす熱源に利用する、例えば天然ガスは、化石燃料の中でも燃焼時に二酸化排出量が少なくクリーンで安全な燃料として知られており、現在日本の火力発電所の５０％以上は天然ガスを利用している。しかし日本で天然ガスはほとんど採掘されず、海外から輸入している。輸入する際には、密度が大きく体積が小さい液体状態にして輸入することで、小さなタンクで一度に多くの輸送を可能にしている。尚、この液化した天然ガスのことを、ＬＮＧ（Liquefied Natural Gas）と呼んでいる。

約−１６０ ℃のＬＮＧを火力発電所で使用する場合は気化させる必要がある。気化させる際には２０ ℃程度の海水で温めるだけで使用できるようになるので水質汚染が起こらない。しかし、これは冷熱 (蒸発潜熱および顕熱) を海に捨てていることに等しい。この莫大な冷熱を回収することが現在の日本のエネルギー問題解決の一つの手段として非常に有益であり注目されている。

特開２０１６−６１２６７号公報

秋澤淳、田中信資、上田祐樹「粒子群最適化法を用いたＬＮＧ冷熱駆動熱音響エンジンの最適設計」、日本機械学会論文集、Vol82、No.844 (2016)

現在の熱音響エンジンに限らず熱音響システムは、システム内で振動する気体側の熱抵抗が大きいためエネルギー回収が上手くいかず、効率が非常に悪いという問題があった。そこで本発明者らが鋭意研究を行った結果、熱音響システム駆動の要となる熱交換器の性能をより高性能化させることで従来よりも飛躍的に熱回収効率を向上させる熱交換器を実現するに至った。そして、実験を重ねつつ鋭意検討し、本発明を完成するに至った。

本発明は、上記課題を鑑みてなされたものであり、その目的は、気体側の熱抵抗を大幅に下げることで、従来よりもエネルギー変換効率の高い熱音響システム用熱交換器、往復振動流を用いたエネルギー変換器、熱音響エンジン、および、スターリングエンジンを提供することにある。

上記の課題を解決するため、本発明の第１の態様は、流体が封入されるループ状の管と、この管の内部に配置された蓄熱器と、この蓄熱器の一方の端に配置される高温熱交換手段と、この蓄熱器の他端に配置される低温熱交換手段を備え、前記高温熱交換手段および低温熱交換手段を通過する流体により蓄熱器に形成される温度勾配により熱音響自励振動を発生させる熱交換器であって、内部に多孔質体を配置させることを特徴とする熱音響システム用熱交換器である。本発明によれば、音波を発生する蓄熱器両端の熱交換手段の内部に多孔質繊維体を充填することで、効率的に熱回収して熱変換を行なうことができる。

また、本発明の第２の態様は、流体が封入されるループ状の管を構成し得る、往復振動流を用いたエネルギー変換器であって、前記流体が往復振動する、複数本の金属製の伝熱管と、前記流体に冷熱または温熱を付与する付与流体を前記伝熱管の外壁側に流す付与配管と、を備え、前記伝熱管の流路に多孔質焼結体が配置されている、ことを特徴とする往復振動流を用いたエネルギー変換器である。

また、本発明の第３の態様は、流体が封入されるループ状の管と、当該管の内部に配置された蓄熱器と、前記蓄熱器の一方の端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、前記蓄熱器の他端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、を備えることを特徴とする、熱音響エンジンである

また、本発明の第４の態様は、流体が封入されるループ状の管と、当該管の内部に配置された蓄熱器と、前記蓄熱器の一方の端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、前記蓄熱器の他端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、を備えることを特徴とする、スターリングエンジンである。

本発明によれば、従来よりもエネルギー変換効率の高い熱音響システム用熱交換器、往復振動流を用いたエネルギー変換器、熱音響エンジン、および、スターリングエンジンを提供することができる。

第１実施形態の熱音響システム用熱交換器の構成を示す図である。第１実施形態の実験装置の構成を示す図である。第１実施形態に用いる伝熱管の概略図であり二重管を用いてどの部位をパラメータにして熱交換させたかを示す図である。第１実施形態に用いた伝熱管の仕様を示す表である。第１実施形態に用いたアルミ伝熱管の断面写真であり、（ａ）は多孔質充填なしのもの、（ｂ）は多孔質充填したものである。第１実施形態に用いたアルミ伝熱管に多孔質を２５ｍｍ充填させた場合の伝熱管入口と温度と出口温度をノーマル管と比較した実験結果である。第１実施形態に用いたアルミ伝熱管に多孔質を５０ｍｍ充填させた場合の伝熱管入口と温度と出口温度をノーマル管と比較した実験結果である。第１実施形態に用いたアルミ伝熱管に多孔質を７５ｍｍ充填させた場合の伝熱管入口と温度と出口温度をノーマル管と比較した実験結果である。第１実施形態で伝熱管の性能を計測するための二重管部の外観を示す図である。第１実施形態に用いたアルミ伝熱管に多孔質を７５ｍｍ充填させた場合の入口温度を変化させた場合の伝熱管の出口温度を比較した実験結果である。第１実施形態に用いたアルミ伝熱管に多孔質を７５ｍｍ充填させた場合の入口温度を変化させた場合の伝熱管の伝熱量を比較した実験結果である。第２実施形態の往復振動流を用いたエネルギー変換器、が熱音響エンジンを構成している例を示す模式図である。図１２に示した熱音響エンジンを構成する蓄熱器の一例の写真図である。熱音響エンジンからのエネルギーで発生した往復動流で動翼を回転させることを説明する説明図である。第２実施形態の往復振動流を用いたエネルギー変換器、の構成を示す斜視図である。第２実施形態の往復振動流を用いたエネルギー変換器、の構成を示す平面図である。実験例１で、実験前に試算した試算条件を示す図である。（ａ）は実験例１で用いた伝熱管の径方向断面図、（ｂ）は実験例１で用いた伝熱管の側面断面図である。実験例１で用いた伝熱管のパラメータ値を示す図である。実験例１で用いた伝熱管に配置されている多孔質焼結体の管長手方向から見た写真図である。実験例１で、伝熱管のうち多孔質焼結体が配置されていないものを管長手方向から見た写真図である。実験例１で用いた実験装置の構成を示す模式図である。実験装置の全体写真および空気の流れる方向を説明する写真である。（ａ）は実験例１で用いる実験装置でHeating Zoneを示す写真図であり、（ｂ）は、実験例１で実験装置の温度コントローラを示す写真図である。（ａ）〜（ｄ）は、実験例１で、伝熱管の管内径が１８ｍｍの場合において、各長さの多孔質焼結体の通過後の空気で測定されたＲｅ（レイノルズ数）と温度との関係を示すグラフ図である。実験例１で、伝熱管の管内径が１８ｍｍの場合において、各充填長さの多孔質焼結体の通過後の空気から測定された、Ｒｅ（レイノルズ数）と伝熱量との関係を示すグラフ図である。（ａ）〜（ｄ）は、実験例１で、伝熱管の管内径が１２ｍｍの場合において、各充填長さの多孔質焼結体の通過後の空気で測定されたＲｅ（レイノルズ数）と温度との関係を示すグラフ図である。実験例１で、伝熱管の管内径が１２ｍｍの場合において、各充填長さの多孔質焼結体の通過後の空気から測定された、Ｒｅ（レイノルズ数）と伝熱量との関係を示すグラフ図である。図２６と図２８とを比較のために並べた図である。実験例１で、伝熱管の管内径が１２ｍｍの場合と１８ｍｍの場合とに関し、多孔質焼結体における圧力ロスをＲｅ毎に示したグラフ図である。実験例２で、（ａ）は試作機を平面から撮影した写真図、（ｂ）は試作機を側面から撮影した写真図である。実験例２で、シェルアンドチューブ熱交換器の旧型と試作機とに関し、製品仕様の違いを説明する説明図である。実験例２での測定結果を示すグラフ図である。第３実施形態のスターリングエンジンを説明する模式図である。第３実施形態のスターリングエンジンの高温部から温熱を回収する例を示す説明図である。第３実施形態のスターリングエンジンの低温部に冷熱を付与する例を示す説明図である。第３実施形態のスターリングエンジンの変形例を説明する側面断面図である。第３実施形態のスターリングエンジンの別の変形例を説明する側面断面図である。第３実施形態のスターリングエンジンの更に別の変形例を説明する側面断面図である。

［第１実施形態］
以下、図面を用いて本発明を説明する。
図１は、本発明の熱交換器（本発明の第１実施形態に係る熱音響システム用の熱交換器）を用いた熱音響エンジンの構成を示す図である。この熱音響エンジンは、ループ状に構成された管の一部に蓄熱器が設けられた構成を有しており、この蓄熱器の一方の端に高温熱交換器が設けられ、他端に低温熱交換器が設けられている。この高温熱交換器（ここでは海水の２０℃程度）と低温熱交換器のＬＮＧを外部からの熱交換によって管内に温度差を作ることで、熱音響エンジンを駆動させて、電力を得る仕組みとなっている。

具体的には、この蓄熱器は、管の軸方向と平行に複数の流路を束ねたように配置されている。ここで蓄熱器とは、例えば、金属でできた多孔質体を金属伝熱管に焼結結合させた金属焼結多孔質や、セラミック等からなるハニカム構造体や、ステンレスや銅等からなる金属製繊維を集合させたものが挙げられる。

このような蓄熱器両端に設置される熱交換器には、中空の伝熱管と筐体からなるシェル＆チューブ型熱交換器などが用いられる。

一方、アルミでできた多孔質繊維体をアルミ管内に焼結結合することで作製された熱交換器は、熱音響システムに用いられる熱交換器の性能を大幅に向上させることができる（ここでは一例としてアルミを挙げたが、アルミに限定されない）。すなわち、熱抵抗の低減方法として有用な多孔質繊維体を伝熱管に焼結結合させて利用することで、多孔質繊維体と伝熱管の熱抵抗を大幅に低下させることができる。その結果、多孔質繊維体に均一な温度場を形成させ、そしてその多孔質繊維体そのものが伝熱面積を大幅に向上させることになるため、律速となっていた空気側の熱抵抗を劇的に減少させることができる。

この効果を実証するために、図２の実験系を作成し、実験を行った。熱音響システムでは用途に応じて、様々な気体がシステム内に充填されるが、本実験では乾燥空気で実験を行った。図３には、今回使用した伝熱管の概略図を示し、図４には実験で使用した伝熱管の仕様をまとめている。図５には、今回の実験で使用したアルミ伝熱管の断面写真を、多孔質繊維体充填なしのもの（以下、ノーマル管とする）と、充填したものを比較した写真である。どちらの管も内径６ｍｍのアルミ製で、多孔質繊維体を充填させた管は空隙率８０％（空隙率とは体積中に占める空間の割合で、この場合、多孔質繊維体は２０％充填されているという意味）である。

図６、図７、図８に、充填長さを２５ｍｍ、５０ｍｍ、７５ｍｍで実験した結果を、ノーマル管と比較して示す。エラーバーは、伝熱管内におけるレイノルズ数という無次元数が変化していく様子を表している。実際の管内の空気速度は、３．５ｍ／ｓから１０ｍ／ｓの範囲で行っている。ここで、レイノルズ数は流速に比例するが、温度変化で変化する粘性係数に反比例する。つまり、各プロットにおける空気流速は一定条件で実験しているが、粘性の変化の影響を受けてレイノルズ数が変化している（出口に向かって増加する）。また、伝熱管外部は図９に示す通り、二重管構造となっており、恒温槽で温度制御された外部の水と熱交換を行っていて、本実験では１℃の水を循環させた。

図６〜８で示された通り、ノーマル管は１１０℃で入ってきた空気を３０〜５０℃程度までしか冷やせないが、多孔質繊維体が充填された条件では２５ｍｍ管で５〜１０℃、５０ｍｍ管と７５ｍｍ管では４℃程度と、冷却水とほぼ同じ温度まで冷やすことができている。つまり、金属焼結多孔質伝熱管を使うことで、空気側の熱抵抗の低減が実現されており、外部を流れる水と十分に熱交換を行っている何よりの証拠である。例えるなら、ノーマル管は約１００℃の温度で流入した空気を暖房運転に適した温度条件で流出させるのに対し、多孔質体は冷房運転もしくは冷蔵庫と同じ温度まで熱交換をしていることになり、ノーマル管と金属焼結多孔質体の熱交換量の差異がとても大きいことがわかる。

以下、本発明の好適な実施形態につき説明する。
図２に示すように、本発明の熱交換器１は、フィルター２と、コンプレッサー３と、圧縮空気を乾燥させるエアドライヤー４と、圧縮空気を大量保存させて流量を安定させるエアータンク５と、空気流量計６と、圧縮空気を任意の圧力や流速にするためのレギュレータ７と、空気を加熱する区間８と、管内空気を一様温度にすることと、熱容量を持たせて温度変化を少なくするための金属焼結フィルター９と、空気が乾燥状態になっていることを確かめる温湿度計１０と、アナログ式圧力計１１で構成されており、これにより高温の乾燥空気を管内で安定的に作成し供給させることができる。

次に、図３を用いて実際の熱交換性能を測る部分を説明する。伝熱管の長さは全３０５ｍｍで、１５０ｍｍの区間は二重管構造となっているため、外部を水が流れて管内を流れる高温空気と熱交換を行なうことにより冷却される。二重管部は１６である。高温空気は伝熱管入口で温度と圧力が測定される。ここでの温度が図６〜８で説明した入口温度である。圧力と温度を測定することで、様々な物性がコンピューターと物性計算ソフトから計算できるようになっている。

つまり、熱交換量を測定するために必要な比熱やエンタルピーが算出される仕組みになっており、熱交換量を高精度に測定することができる。この仕組みにより、流体が乾燥空気だけではなく、アルゴンガスなど様々な気体の熱交換量がコンピューター上で気体名を1箇所変更するだけで測定できるようになっている。
そのようなことから出口側にも温度計と圧力計が取り付けられている。ここでの圧力計を差圧計にすることで、圧力が分かるだけでなく伝熱管長３０５ｍｍ部位における摩擦圧力損失を計測できる仕組みになっている。また出口側温度計は、図６〜８における出口温度となり、入口温度と出口温度はこれらの温度のことを示している。１７は恒温槽で二重管の水の温度を常に所定の温度に保つ役目を担っている。ここにも入口に温度計と圧力計、出口に温度計が取り付けられており、その役目は、上記で説明した空気側の熱交換量を正確に求めるのと同じ役割であり、水の熱交換量を算出するのに使用している。ここで出口側に圧力計を用いないのは、水側は圧力があまり変化せず、参考程度の熱交換量を求める程度で良いためである。

［本発明の原理］
本発明は、熱交換器の高性能化を図るために、図３と図５で示す金属焼結多孔質伝熱管を使用して、伝熱面積の拡大と繊維状の空間を通過することによる温度境界層の発達を防ぐ（かき乱し効果）によって、熱抵抗を減らしている。今回の試行実験では、アルミ性の金属焼結多孔質（三菱マテリアル製）を使用した。前述のとおり、本実験で使用したアルミ多孔質焼結金属体は、多孔質と伝熱管が焼結結合されているため、ほとんど熱抵抗がないことが特徴であり、またアルミは他の金属よりも比熱が大きく、例えば銅の４倍、鉄の２倍もあるため、一度均一な温度場が形成されると、温度変化しにくいといった特徴がある。

すなわち、アルミ製金属焼結多孔質伝熱管を用いることで、熱抵抗軽減に必要な対策を十分に取れることが最大のメリットで、また、他金属と比較して軽量で安価な材料であるためどのような熱音響デバイスにも使用でき、低温脆化が起きないため、ＬＮＧとの熱交換器として最適である。近年は熱音響デバイスの使用用途として自動車の排熱を利用する方法があるが、このアルミ製金属多孔質伝熱管を用いることで、伝熱量が格段に増加するため、熱交換器を小さくすることができ、かつアルミは軽いため、自動車の排熱回収が加速することも考えられる。

[金属焼結多孔質体を用いた伝熱量]
今回、具体的な伝熱量は、７５ｍｍの伝熱管を掲載する。図２の加熱区間８（銅製の伝熱１／２インチ管を用いている）を５００ｍｍから１７００ｍｍと長さを３．４倍ほど増加させることで加熱量を増大させ、どのような変化がみられたかが検証できているためである。実験条件は空気流速１０ｍ／ｓ（レイノルズ数Reが４０００）である。

図１０に加熱長が５００ｍｍと１７００ｍｍのときの入口温度と出口温度を比較した図を示す。恒温槽の設定温度、つまり二重管の外を流れる水は１℃である。５００ｍｍの入口温度は１１５℃であるのに対し、１７００ｍｍは１５５℃まで上昇した。それにもかかわらず、出口温度はどちらも４℃である。この結果から３つの効果が得られた。

まず１点目は、熱伝導率がアルミの２倍ある銅製の１／２インチ伝熱管１７００ｍｍという長さで、大気温２０℃からやっと１５５℃まで加熱したにもかかわらず、空隙率８０％で、すかすかであるアルミ多孔質を充填するだけで、たった７５ｍｍで１５０℃もの温度差を取得できるということが示された。これにより通常の伝熱管の４％程度の長さにまでコンパクト化することができる計算になる。

２点目は測定した伝熱量についてである。図１１にノーマル管と加熱温度を変化させた結果を比較している。同じ入口温度１００℃同士でノーマル管と比較すると１.６倍程伝熱量が増大していることがわかる。１５５℃にしてもノーマル管は伝熱量がほとんど変化しないためこのまま比較すると、２倍伝熱量が増大することになり、これら２つの結果から、従来熱音響システムに使用されてきた熱交換器に対して、金属焼結多孔質体を用いた伝熱管の優位性が実証された。

最後の３つ目は、図１０の出口温度が、入口温度が４０℃も増加しているのにもかかわらず、同じ４℃であるということである。すなわち、この結果の意味することは、金属焼結多孔質伝熱管は、１５０℃と１１０℃の高温空気の持つ熱エネルギーをどちらも十分な熱交換ができているため，冷却水温度とほぼ同じ４℃と一定値になっているということで、さらに温度差を向上させられる能力があることを示唆している。

[結論]
以上の結果から、熱音響現象を用いた熱交換器を開発するにあたり、実験的研究から金属焼結多孔質伝熱管を使用することで、熱抵抗となる要素をすべて低減させることに成功し、その有用性を実証した。すなわち、これまでの伝熱管では数メートル程度と非常に長い伝熱面積を確保しなければ困難であった１５０℃以上の非常に大きな温度差を、金属多孔質を数十ミリ程度管内に焼結結合して作った伝熱管を用いることで数十ミリの程度の伝熱管で熱交換が可能となり、さらに伝熱量も増大することが示された。これは熱音響システム用の熱交換器にとっては大きなメリットとなり、様々な分野において熱音響現象を用いたデバイスの普及に用いることが可能となると考えられる。

［第２実施形態］
次に、第２実施形態を説明する。図１２は、本実施形態の「往復振動流を用いたエネルギー変換器」が熱音響エンジンを構成している例を示す模式図、図１３は、図１２に示した熱音響エンジンを構成する蓄熱器の一例の写真図、図１４は、熱音響エンジンからのエネルギーで発生した往復動流で動翼を回転させることを説明する説明図、図１５は、本実施形態の「往復振動流を用いたエネルギー変換器」の構成を示す斜視図、図１６は、本実施形態の「往復振動流を用いたエネルギー変換器」の構成を示す平面図である。

本実施形態で説明する、往復振動流を用いたエネルギー変換器（以下、単にエネルギー変換器という）２０、２２は、何れも、作動用の流体ＥＦが封入されるループ状の管２４（図１２参照）を構成し得るものである。

エネルギー変換器２０は、流体ＥＦが往復振動する、多数本（例えば１７０本）の金属製の伝熱管ＴＰが配列された多管式熱交換部２８と、多管式熱交換部２８の伝熱管長手方向両端側にそれぞれ接続している胴体管３２、３４とを備える。胴体管３２、３４のうち蓄熱器３６（図１２参照）側の胴体管３２は、蓄熱器３６の一端３６ａ（図１２参照）に接続されている。各伝熱管ＴＰは、何れも両端で胴体管３２、３４の内部空間にそれぞれ連通している。

また、エネルギー変換器２０は付与配管４０を備える。付与配管４０は、流体ＥＦに冷熱または温熱を付与する付与流体ＧＦを伝熱管ＴＰの外壁側に流すように配置されている

エネルギー変換器２２の構成はエネルギー変換器２０と同様である。エネルギー変換器２２では、伝熱管の長手方向両端にそれぞれ接続している胴体管のうち蓄熱器３６側の胴体管が蓄熱器３６の他端（一端３６ａとは反対側）に接続している。

また、伝熱管ＴＰの流路には、金属製の多孔質焼結体ＳＢが所定長さＬ（何れも図１８参照）で配置されている。多孔質焼結体ＳＢは、アルミニウム製の伝熱管ＴＰにアルミニウム製の多孔質繊維を焼結させたものであることが好ましい。

また、本実施形態では、作動用の流体ＥＦとして空気が用いられ、付与流体ＧＦとしてＬＮＧ（液化天然ガス）が用いられる。

本実施形態の熱音響エンジン５０は、上述した、ループ状の管２４および蓄熱器３６（図１２参照）と、蓄熱器３６の一方の端に配置されたエネルギー変換器２０と、蓄熱器３６の他端に配置されたエネルギー変換器２２と、を備える。

このように、蓄熱器３６が両端側からエネルギー変換器２０、２２に挟まれていてループ状の管２４を構成している。従って、管２４に封入された流体ＥＦが往復振動することで、共鳴管３８から音響出力が出るようになっている。

本実施形態では、付与配管４０にＬＮＧを流すと、多管式熱交換部２８内に入ったＬＮＧの冷熱が各伝熱管ＴＰを経由し、各伝熱管ＴＰ内の空気に伝達される。

ここで、伝熱管ＴＰ内で多孔質焼結体ＳＢの隙間を空気が通過することで、付与流体ＧＦ（伝熱管ＴＰの外側を流れるＬＮＧ）から流体ＥＦ（各伝熱管ＴＰ内の空気）への熱移動が極めて効率的に行われる。従って、従来よりも極めてエネルギー変換効率の高いエネルギー変換器（往復振動流を用いたエネルギー変換器）２０、２２が実現される。

なお、アルミニウムは熱伝導率が高く（ＳＵＳの約２０倍）、しかも比熱が大きい（鉄の２倍、銅の４倍）。従って、伝熱管ＴＰおよび多孔質焼結体ＳＢをアルミニウム製にすることで、この効果は絶大なものになる。

以上説明したように、本実施形態では、第１実施形態と同様、金属焼結多孔質伝熱管を使用して、伝熱面積の拡大と繊維状の空間を通過することによる温度境界層の発達を防ぐ（かき乱し効果）によって、熱抵抗を減らしている。

また、アルミニウム製の多孔質焼結体が焼結された伝熱管を用いることで、熱抵抗軽減に必要な対策を十分に取れることが最大のメリットで、また、他金属と比較して軽量で安価な材料であるためどのような熱音響デバイスにも使用でき、低温脆化が起きないため、ＬＮＧとの熱交換器として最適である。しかも持ち運びが簡単である。

＜実験例１＞
（実験前の試算）
本発明者は、伝熱管ＴＰを中空（多孔質焼結体は配置されていない）でステンレス製とした場合に関し、空気の熱抵抗を試算した。試算条件を図１７に示す。

ＬＮＧの熱流束は８５ｋＷ／ｍ^２程度なので、Ｓ−Ａ式より熱伝達率は６６００Ｗ／ｍ^２・Ｋとなる。

ここで、Ｄｉｔｔｕｓ−Ｂｏｅｌｔｅｒから算出される熱伝達率は４９.８Ｗ／ｍ^２・Ｋとなる。

熱交換器の性能評価をするために、各熱抵抗を算出（熱交換器全体）したところ、以下の値が算出された。

このような試算の結果、いかに空気の熱抵抗が大きく、熱交換性能を低下させているかが判った。

（実験）
図１８で（ａ）は本実験例で用いた伝熱管ＴＰの径方向断面図、（ｂ）は本実験例で用いた伝熱管ＴＰの側面断面図を示す。図１９は、本実験例で用いた伝熱管ＴＰのパラメータ値を示す図である。また、図２０は、本実験例で用いた伝熱管ＴＰに配置されている多孔質焼結体ＳＢの管長手方向から見た写真図であり、図２１は、伝熱管ＴＰのうち多孔質焼結体が配置されていないもの（ノーマル管と適宜に記載）を管長手方向から見た写真図である。

また、図２２は、本実験例で用いた実験装置の構成を示す模式図である。図２３は、本実験例で用いる実験装置で空気の流れる方向を説明する写真である。図２２に示すように、本実験例では、Heating Zone Ｚの長さが３０００ｍｍである。図２４で、（ａ）は本実験例で用いる実験装置でHeating Zoneを示す写真図であり、（ｂ）は、実験装置の温度コントローラを示す写真図である。

本実験例では、本発明者は、伝熱管ＴＰの内側に、流体ＥＦを想定して空気を流し、伝熱管ＴＰの外側に、付与流体ＧＦを想定して水を流すことで実験した。

また、本実験例では、本発明者は、伝熱管ＴＰおよび多孔質焼結体ＳＢの径と、多孔質焼結体ＳＢの長さとをパラメータとして変化させ、多孔質焼結体ＳＢを通過した空気の温度がどの程度まで下がるかを実験により測定した。

測定結果を図２５〜図３０に示す。図２５（ａ）〜（ｄ）は、伝熱管ＴＰの管内径が１８ｍｍの場合において、各長さの多孔質焼結体の通過後の空気で測定されたＲｅ（レイノルズ数）と温度との関係を示すグラフ図である。

図２６は、伝熱管ＴＰの管内径が１８ｍｍの場合において、各長さの多孔質焼結体の通過後の空気から逆算された、Ｒｅ（レイノルズ数）と伝熱量との関係を示すグラフ図である。多孔質焼結体を通過させた場合では、ノーマル管（多孔質焼結体なしの管）に比べ、どのＲｅ数であっても良い結果（伝熱量が高いという結果）になった。

図２７（ａ）〜（ｄ）は、伝熱管ＴＰの管内径が１２ｍｍの場合において、各長さの多孔質焼結体の通過後の空気で測定されたＲｅ（レイノルズ数）と温度との関係を示すグラフ図である。

図２８は、伝熱管ＴＰの管内径が１２ｍｍの場合において、各長さの多孔質焼結体の通過後の空気から逆算された、Ｒｅ（レイノルズ数）と伝熱量との関係を示すグラフ図である。管内径１８ｍｍの伝熱管ＴＰの場合と比べ、伝熱量はあまり変わらないという結果になった。

図２９は、図２６と図２８とを比較のために並べた図である。ノーマル管に対する伝熱量および伝熱量増加割合は、管内径１８ｍｍの伝熱管ＴＰのほうが管内径１２ｍｍに比べて大きいという結果になった。
尚、本実施の形態では、１２ｍｍ、１８ｍｍの場合の結果を記しているが、本発明は現時点で販売されている伝熱管（流路断面や流れ方向の流路形状によらず）に適用可能である。

図３０は、伝熱管ＴＰの管内径が１２ｍｍの場合と１８ｍｍの場合とに関し、多孔質焼結体における圧力ロスをＲｅ毎に示したグラフ図である。管内径１８ｍｍの伝熱管ＴＰのほうが、管内径１２ｍｍの伝熱管に比べて圧力ロスが小さいという結果になった。

＜実験例２＞
本発明者は、第２実施形態で説明したエネルギー変換器２０（往復振動流を用いたエネルギー変換器）に関し、シェルアンドチューブ熱交換器として試作機６０を製作した。図３１で、（ａ）は試作機６０を平面から撮影した写真図、（ｂ）は試作機６０を側面から撮影した写真図である。図３２は、シェルアンドチューブ熱交換器の旧型（伝熱管をノーマル管としたもの）と試作機６０とに関し、製品仕様の違いを説明する説明図である。

また、試作機６０で、その性能を測定するために、実験を行った。測定結果を図３３に示す。図３３では、横軸は、「音波圧力と充填圧力との比」でありＲｅ数と考えれば良く、縦軸は、ヌセルト数でありどれほど熱伝達が増加したかを示すと考えれば良い。ここでヌセルト数Ｎｕ（無次元数）は、α_ＧＡＳ・Ｄ／ｋ_ＧＡＳで表される（α：熱伝達率[ｗ／ｍ^２・Ｋ]、Ｄ：内径[ｍ]、ｋ：熱伝導率[ｗ／ｍ・Ｋ]）。

実験の結果、旧型に比べ試作機６０のほうが５０倍程度も良好であるという結果になった。従って、エンジンがこれまでよりも十分に低い温度差で作動するので、性能が向上することが実証された。

［第３実施形態］
次に、第３実施形態を説明する。図３４は、本実施形態のスターリングエンジンを説明する模式図である。図３５は、本実施形態のスターリングエンジンの高温部から温熱を回収する例を示す説明図である。図３６は、本実施形態のスターリングエンジンの低温部に冷熱を付与する例を示す説明図である。

本実施形態のスターリングエンジン７０は、第２実施形態で説明したのと同様の構成のエネルギー交換器を有する。

スターリングエンジン７０の高温部から温熱を回収するには、例えば図３５に示すように、膨張シリンダからの温熱を、多孔質焼結体ＳＢが設けられた各伝熱管で回収する。これにより、２００℃程度の工場排熱ガスや４０℃程度の温泉からでも、高い回収能力によってスターリングエンジン７０が高効率化し、新たな再生エネルギーとして利用することが可能になる。

スターリングエンジン７０の低温側で冷熱を回収するには、例えば図３６に示すように、冷房運転時の蒸発器を出た後に外部へ捨てられるような低温ガスを、多孔質焼結体ＳＢが設けられた各伝熱管ＴＰで回収して、スターリングエンジン７０の低温部に付与する。これにより、室温よりも数度低くて従来では捨てられる冷熱を有効に利用することができる。
尚、実施例はこれに限定されず、例えば図３５と図３６を組み合わせたスターリングエンジンでもよい。

また、図３５、図３６に示した構成に比べ、図３７に示すように、シリンダＳＤのうちピストンＰの上部に対応する部分に多孔質焼結体ＳＢを更に配置する構成にしてもよい。更には、図３８に示すように、図３７に比べて多孔質焼結体ＳＢが側方へはみ出す形状であってもよい。また更には、図３９に示すように、図３８に比べてシリンダ空間を形成する筒部の一部あるいは全部を多孔質焼結体ＳＢにした構成にしてもよい。これらの構成にすることにより、熱を更に効率良く空気などに伝えることができる（なお、図３７〜図３９の一点鎖線は、ピストンＰが多孔質焼結体ＳＢに最も近付く位置を示している）。

１熱交換器
２フィルター
３コンプレッサー
４エアドライヤー
５エアータンク
６空気流量計
７レギュレータ
８加熱区間
９金属焼結フィルター
１０温湿度計
１１アナログ式圧力計
２０エネルギー変換器（往復振動流を用いたエネルギー変換器）
２２エネルギー変換器（往復振動流を用いたエネルギー変換器）
２４管
２８多管式熱交換部
３２胴体管
３４胴体管
３６蓄熱器
３６ａ一端
３８共鳴管
４０付与配管
５０熱音響エンジン
６０試作機
７０スターリングエンジン
ＥＦ流体
ＧＦ付与流体
Ｌ所定長さ
ＳＢ多孔質焼結体
ＴＰ伝熱管

Claims

流体が封入されるループ状の管と、
当該管の内部に配置された蓄熱器と、
前記蓄熱器の一方の端に配置される高温熱交換手段と
前記蓄熱器の他端に配置される低温熱交換手段と、を備え、
前記高温熱交換手段および低温熱交換手段を通過する流体の温度勾配により
熱音響自励振動を発生させる熱交換器であって、
前記熱交換手段の内部に多孔質体を配置させる、ことを特徴とする熱音響システム用熱交換器。
前記熱交換手段の内部に配置される多孔質体は、金属からなる多孔質繊維体を金属伝熱管に焼結結合させた金属焼結多孔質体である、ことを特徴とする請求項１に記載の熱音響システム用熱交換器。
流体が封入されるループ状の管を構成し得る、往復振動流を用いたエネルギー変換器であって、
前記流体が往復振動する、複数本の金属製の伝熱管と、
前記流体に冷熱または温熱を付与する付与流体を前記伝熱管の外壁側に流す付与配管と、
を備え、
前記伝熱管の流路に多孔質焼結体が配置されている、ことを特徴とする往復振動流を用いたエネルギー変換器。
流体が封入されるループ状の管と、
当該管の内部に配置された蓄熱器と、
前記蓄熱器の一方の端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、
前記蓄熱器の他端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、
を備えることを特徴とする、熱音響エンジン。
前記付与流体がＬＮＧであることを特徴とする、請求項４に記載の熱音響エンジン。
流体が封入されるループ状の管と、
当該管の内部に配置された蓄熱器と、
前記蓄熱器の一方の端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、
前記蓄熱器の他端に配置された、請求項３に記載の往復振動流を用いたエネルギー変換器と、
を備えることを特徴とする、スターリングエンジン。
前記付与流体が排出ガスであることを特徴とする、請求項６に記載のスターリングエンジン。