JP2019168192A

JP2019168192A - スパイラル熱交換器

Info

Publication number: JP2019168192A
Application number: JP2018057850A
Authority: JP
Inventors: 清吾酒井; Seigo Sakai; 大貴加藤; Hirotaka Kato
Original assignee: Yokohama National University NUC
Current assignee: Yokohama National University NUC
Priority date: 2018-03-26
Filing date: 2018-03-26
Publication date: 2019-10-03

Abstract

【課題】装置サイズが大型化するのを抑制しつつ、自浄作用を保持したまま熱交換性能を向上させることができるスパイラル熱交換器を提供する。【解決手段】スパイラル熱交換器１は、渦巻き状の第１伝熱壁４を介して隣接する第１流路２１と第２流路２２を有する第１スパイラル部２と、渦巻き状の第２伝熱壁５を介して隣接する第３流路２３と第４流路２４を有し、第３伝熱壁６を介して第１スパイラル部２と隣接する第２スパイラル部３と、を備え、第３伝熱壁６には、中心部において、第１流路２１と第３流路２３とを連通する第１連通穴１１と、第２流路２２と第４流路２４とを連通する第２連通穴１２が形成されている。【選択図】図２

Description

本発明は、工場排水からの熱エネルギー回収や下水処理施設の温調に最適な、スパイラル熱交換器に関する。

スパイラル熱交換器は他種の熱交換器にはない自浄作用を持っている。自浄作用とは、流路内に汚れが付着した際に自己で汚れを剥離させる機能である。スパイラル熱交換器は、低温流体を流入させる流路、及び、高温流体を流入させる流路が、それぞれ単一の流路で構成されている。このため、流路内壁に汚れが付着すると、当該汚れが付着した箇所において、流路が狭くなり流速が速くなるので、流体により当該汚れに及ぼされる剥離力が大きくなる。これによって自浄作用が生じる。

このように、スパイラル熱交換器は、自浄作用を持っているので、汚泥や繊維物を含む媒体の熱交換のために適用することができる。そのため、スパイラル熱交換器は、下水処理施設やバイオガスプラントにおける温調目的や工場における工場排水からの排熱回収目的で使用されている。しかしながら、既存のスパイラル熱交換器は、フィンプレート型などの他種の熱交換器と比べて、熱交換性能が相対的に低くなる傾向にある。このため、近年、スパイラル熱交換器に関して、熱交換性能を向上させるための様々な研究がなされてきた。

特許文献１には、スパイラル中心部にて燃焼させたガスを作動流体として外縁の壁を熱してその熱エネルギーを熱ふく射で放射するスパイラル熱交換器が開示されている。特許文献１には、さらに、上記スパイラル熱交換器の外周表面を覆うように配置され、上記スパイラル熱交換器外周表面から放射される熱輻射を一定方向に放射するための円筒形の反射板を設置する構成の輻射変換及び放射装置が開示されている。特許文献２には、流路内にスペーサーとして円柱を配置することで作動流体の乱流エネルギーを増加させることで伝熱を促進させたスパイラル熱交換器が開示されている。

特開平８−２１９５５３号公報実開昭６３−０１７９７１号公報

特許文献１の輻射変換及び放射装置では、放射による熱損失を低減するためにスパイラル熱交換器の外周表面に反射板を配置するので、スパイラル熱交換器だけの構成に対して装置が大型化してしまうという問題があった。特許文献２のスパイラル熱交換器では、流路形状の工夫により、熱交換性能については向上するものの、自浄作用については低下してしまうという問題があった。そのため、装置サイズを大型化することなく、自浄作用を保持したまま熱交換性能を向上させることが求められている。

本発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、装置サイズが大型化するのを抑制しつつ、自浄作用を保持したまま熱交換性能を向上させることができるスパイラル熱交換器を提供することを目的とする。

本発明は、スパイラル熱交換器であって、中心部から外縁部へと渦巻き状に延在し第１伝熱壁を介して隣接する第１流路と第２流路を有する第１スパイラル部と、前記中心部から前記外縁部へと渦巻き状に延在し第２伝熱壁を介して隣接する第３流路と第４流路を有し、前記第３流路及び第４流路が前記第１流路及び第２流路と同軸の渦巻き状になるように、第３伝熱壁を介して前記第１スパイラル部と隣接する第２スパイラル部と、を備え、前記第３伝熱壁には、前記中心部において、前記第１流路と前記第３流路とを連通する第１連通穴と、前記第２流路と前記第４流路とを連通する第２連通穴が形成され、前記第１流路は、前記外縁部において第１流体の流入口を有し、前記第３流路は、前記外縁部において前記第１流体の流出口を有し、前記第４流路は、前記外縁部において第２流体の流入口を有し、前記第２流路は、前記外縁部において前記第２流体の流出口を有するものである。

好ましくは、前記第１流路、前記第２流路、前記第３流路及び前記第４流路の渦巻きの形状は、アルキメデスの螺旋である。

好ましくは、前記第１流路、前記第２流路、前記第３流路及び前記第４流路の、渦巻きの径方向における流路幅は等しく、前記第１流路と前記第４流路とは、第３伝熱壁を介して隣接しており、前記第２流路と前記第３流路とは、第３伝熱壁を介して隣接している。

本発明によれば、装置サイズが大型化するのを抑制しつつ、自浄作用を保持したまま熱交換性能を向上させることができる。

本発明の実施の形態にかかるスパイラル熱交換器の外概を示す斜視図である。本発明の実施の形態にかかるスパイラル熱交換器の構成を示す六面図である。本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器の解析モデルを示す図である。比較例にかかるスパイラル熱交換器の解析モデルを示す図である。本数値解析により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器と比較例にかかるスパイラル熱交換器のそれぞれにおける、流量と高温側交換熱量との関係を示すグラフである。本数値解析により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器と比較例にかかるスパイラル熱交換器のそれぞれにおける、流量と総括伝熱係数との関係を示すグラフである。本数値解析により得られた、本数値解析により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器と比較例にかかるスパイラル熱交換器のそれぞれにおける、流量と圧力損失との関係を示すグラフである。本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器を含む実験装置本体の組み立て方法について説明する模式図である。本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器を含む実験装置本体の組み立て方法について説明する模式図である。本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器を含む実験装置本体の組み立て方法について説明する模式図である。実験装置の概略構成を示す模式図である。本実験により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器における、流量と高温側交換熱量との関係を示すグラフである。本実験により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器における、流量と総括伝熱係数との関係を示すグラフである。本実験により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器における、流量と圧力損失との関係を示すグラフである。図１４における流量が０〜２０Ｌ／ｍｉｎの範囲を拡大し、さらに、市販されているスパイラル熱交換器の仕様値のラインを追加したグラフである。

以下、発明の実施の形態を通じて本発明を説明するが、特許請求の範囲に係る発明を以下の実施形態に限定するものではない。また、実施形態で説明する構成の全てが課題を解決するための手段として必須であるとは限らない。説明の明確化のため、以下の記載及び図面は、適宜、省略、及び簡略化がなされている。各図面において、同一の要素には同一の符号が付されており、必要に応じて重複説明は省略されている。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。図１は、本発明の実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１の外観を示す斜視図である。図２は、本発明の実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１の構成を示す六面図である。図１及び図２に示すように、スパイラル熱交換器１は、第１スパイラル部２と、第２スパイラル部３と、を備えている。

図２に示すように、第１スパイラル部２は、中心部１ａ（図１参照）から外縁部１ｂ（図１参照）へと渦巻き状に延在し第１伝熱壁４を介して隣接する第１流路２１と第２流路２２を有する。第２スパイラル部３は、中心部１ａ（図１参照）から外縁部１ｂ（図１参照）へと渦巻き状に延在し第２伝熱壁５を介して隣接する第３流路２３と第４流路２４を有する。また、第２スパイラル部３は、第３流路２３及び第４流路２４が第１流路２１及び第２流路２２と同軸の渦巻き状になるように、第３伝熱壁６を介して第１スパイラル部２と隣接する。

第１流路２１、第２流路２２、第３流路２３及び第４流路２４の渦巻きの形状は、アルキメデスの螺旋である。アルキメデスの螺旋は、ｒ＝ａ＋ｂ・θと表される。ここで、ｒは渦巻きの旋回中心からの距離、θは渦巻きの旋回角度、ａ、ｂは定数である。ｂを変えることによって渦巻きの間隔、すなわち、渦巻きの径方向における流路の幅（流路幅）を調整することができる。伝熱面積を増加させるため、螺旋の渦巻き数はなるべく多くすることが好ましい。各流路の流路断面はいずれも矩形である。

第３伝熱壁６には、中心部１ａにおいて、第１流路２１と第３流路２３とを連通する第１連通穴１１と、第２流路２２と第４流路２４とを連通する第２連通穴１２が形成されている。第１流路２１は、外縁部１ｂにおいて第１流体としての低温流体の流入口７を有し、第３流路２３は、外縁部１ｂにおいて第１流体としての低温流体の流出口１０を有している。また、第４流路２４は、外縁部１ｂにおいて第２流体としての高温流体の流入口９を有し、第２流路２２は、外縁部１ｂにおいて第２流体としての高温流体の流出口８を有する。

第１スパイラル部２において、低温流体の流入口７と高温流体の流出口８とは、渦巻きの旋回中心を基準として位相が１８０°ずれた位置に配置されている。第２スパイラル部３において、高温流体の流入口９と低温流体の流出口１０とは、渦巻きの旋回中心を基準として位相が１８０°ずれた位置に配置されている。また、第１スパイラル部２における低温流体の流入口７と第２スパイラル部３における高温流体の流入口９とが、渦巻きの旋回中心を基準として位相が９０°ずれた位置になるよう、第１スパイラル部２と第２スパイラル部３を配置させている。つまり、スパイラル熱交換器１の外縁部１ｂにおいて、各流出入口は、第１スパイラル部２側からの上面視で、渦巻きの旋回中心を基準として反時計回りに、低温流体の流入口７、高温流体の流入口９、高温流体の流出口８、低温流体の流出口１０の順に９０°間隔で配置されている。

本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、渦巻き状の流路を有するスパイラル部を、第３伝熱壁６を挟んで第１スパイラル部２と第２スパイラル部３の２段構成にした。このため、スパイラル部が１段構成の既存のスパイラル熱交換器に対し、装置を大型化することなく、流路の長さを長くすることができる。これにより、スパイラル熱交換器１に流入させる、低温流体及び高温流体の滞留時間を長くすることができるので、スパイラル熱交換器１の熱交換性能を向上させることができる。

また、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、既存のスパイラル熱交換器に対し、各流路における流路断面積を半分程度にしている。これにより、流入させる流体の流量が同一であれば流速が速くなり汚れの剥離力を向上させることができるので、自浄作用がより向上する。

第１スパイラル部２及び第２スパイラル部３は、熱伝導率が相対的に大きい材質、例えば、アルミニウム、銅、しんちゅうなどで形成するのが好ましい。また、伝熱を促進させるため、第１伝熱壁４、第２伝熱壁５及び第３伝熱壁６の厚みは、必要強度を維持できる限りにおいて、できるだけ薄くするのが好ましい。流路幅は、大きくなるほど本発明の効果が期待されるが、流路の高さや流入流量などとの関係で決定する必要がある。

第１流路２１、第２流路２２、第３流路２３及び第４流路２４の流路幅は等しくするのが好ましい。また、第１流路２１と第４流路２４とを、第３伝熱壁６を介して隣接させ、第２流路２２と第３流路２３とを、第３伝熱壁６を介して隣接させるのが好ましい。このように構成することで、第１流路を流れる低温流体と第４流路２４を流れる高温流体とが第３伝熱壁６を介して熱交換し、第２流路を流れる高温流体と第３流路２３を流れる低温流体とが第３伝熱壁６を介して熱交換する。これにより、熱交換量が増加するので、熱交換性能をより向上させることができる。

次に、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１の熱交換性能を数値解析により検討した結果について以下で説明する。
図３は、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１の解析モデルを示す図である。図４は、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１の解析モデルを示す図である。図３及び図４に示すように、スパイラル熱交換器１とスパイラル熱交換器９０１は、簡単のため、円筒形状としている。スパイラル熱交換器１とスパイラル熱交換器９０１とでは、スパイラル部最大直径とスパイラル部高さを等しくし、外形寸法、すなわち、専有体積を等しくしている。ここで、スパイラル部最大直径は１２４ｍｍ、スパイラル部高さは６０ｍｍとしている。流路の高さについては、スパイラル熱交換器１はスパイラル熱交換器９０１に対して半分（３０ｍｍ）になっている。また、流路幅はいずれも７ｍｍ、各伝熱壁の厚さはいずれも２ｍｍである。

上述したように、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１の外縁部１ｂにおいて、各流出入口は、渦巻きの旋回中心を基準として９０°間隔で配置されている。一方、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１は、低温流体を外縁部から流入させて中心部から流出させ、高温流体を中心部から流入させて外縁部から流出させる構造としている。このように、スパイラル熱交換器１とスパイラル熱交換器９０１では流入出口の位置が異なるため、スパイラル熱交換器１ではスパイラル熱交換器９０１よりも流路の渦巻きの数が少なくなっている。伝熱面積については、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対して約０．９倍になっている。

本数値解析においては、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１と、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１と、の高温側交換熱量、総括伝熱係数及び圧力損失の値を比較した。

高温側交換熱量は、熱交換器において高温流体が渡した熱量である。高温側交換熱量Ｑ［Ｗ］は以下の式で表される。ここで、Ｍは質量流量［ｋｇ／ｓ］、Ｃ_ｐは比熱［Ｊ／（ｋｇ・Ｋ］、Ｔ_ｈｉは高温側入口温度［Ｋ］、Ｔ_ｈｏは高温側出口温度［Ｋ］である。
Ｑ＝ＭＣ_ｐ（Ｔ_ｈｉ−Ｔ_ｈｏ）・・・（１）

総括伝熱係数は、熱交換器全体の熱の交換しやすさを示す指標である。総括伝熱係数Ｋ［Ｗ／（ｍ^２・Ｋ）］は以下の式で表される。ここで、高温側入口温度［Ｋ］をＴ_ｈｉ、高温側出口温度［Ｋ］をＴ_ｈｏ、低温側入口温度［Ｋ］をＴ_ｃｉ、低温側出口温度［Ｋ］をＴ_ｃｏ、としたときに、ΔＴ_１＝Ｔ_ｈｉ−Ｔ_ｃｏ、ΔＴ_２＝Ｔ_ｈｏ−Ｔ_ｃｉとする。ΔＴ_ｌｍは対数平均温度差［Ｋ］、Ａは熱交換面積［ｍ^２］である。

本数値解析では、作動流体として水を用い、低温流体の流入温度、すなわち低温側入口温度を２９３Ｋ、高温流体の流入温度、すなわち高温側入口温度を３２３Ｋに設定した。作動流体の流入流量は、１．８〜３６［Ｌ／ｍｉｎ］の間で変化させた。また、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１と比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１のいずれにおいても、材質をアルミニウム合金（Ａ５０５２）に設定した。

本数値解析では、乱流モデルとして一般的であるｋ−εモデルを用いた。ｋ−εモデルの支配方程式は以下の通りである。式中において、ｋは乱流エネルギー、εはエネルギー散逸率、μ_ｔは右図粘性係数、Ｇ_ｋは平均速度勾配による乱流運動エネルギー生成、Ｇ_ｂは浮力による乱流運動エネルギー生成である。また、式中において、Ｃ_１ε＝１．４４、Ｃ_２ε＝１．９２、σ_ｋ＝１．０、σ_ε＝１．３である。

また、熱流体場の支配方程式は以下の通りである。式中において、Ｅは全エネルギー、ｋ_ｅｆｆは有効熱伝導率、（τ_ｉｊ）_ｅｆｆは応力偏差テンソルである。

図５は、本数値解析により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１と比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１のそれぞれにおける、流量と高温側交換熱量との関係を示すグラフである。また、図６は、本数値解析により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１と比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１のそれぞれにおける、流量と総括伝熱係数との関係を示すグラフである。図５及び図６において、バツ印でプロットしたものが本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１（図中ではＰｒｏｐｏｓａｌと表記）の結果で、丸印でプロットしたものが比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１（図中ではｃｏｎｖｅｎｔｉｏｎａｌと表記）の結果である。また、図６のグラフ中において長方形の囲みで示した数字は、各プロット点におけるレイノルズ数を表す。

図５に示すように、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対し、高温側交換熱量が約１．３〜１．８倍になった。また、図６に示すように、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対し、総括伝熱係数が約１．６〜２．３倍になった。流路形状が異なることにより、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対し、レイノルズ数が約１．８６倍になっていることが、同じ流量の条件においても総括伝熱係数が増加した大きな要因と考えられる。また、第１スパイラル部２の流路と第２スパイラル部３の流路との繋ぎ目（図２に示す第１連通穴１１及び第２連通穴１２）における流路形状の急激な変化によって流体の乱流エネルギーが増加して伝熱が促進されたことも、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１が比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対し総括伝熱係数が増加した一因であると考えられる。

図７は、本数値解析により得られた、本数値解析により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１と比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１のそれぞれにおける、流量と圧力損失との関係を示すグラフである。図７に示すように、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対し、高温側、低温側のいずれについても、圧力損失が約１．５〜１１倍になった。すなわち、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、比較例にかかるスパイラル熱交換器９０１に対し、圧力損失が増加した。この要因として、上述したレイノルズ数の増加の影響が考えられる。また、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１では、第１スパイラル部２の流路と第２スパイラル部３の流路との繋ぎ目において流路形状が変化することも圧力損失が増加した一因と考えられる。

次に、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１の熱交換性能を実験により検討した結果について以下で説明する。

まず、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１を含む実験装置本体の製作方法について説明する。なお、以下の説明では図１について適宜参照する。
本実験では、図１に示すスパイラル熱交換器１を、アルミニウム合金（Ａ５０５２）のブロック材をＮＣ（ＮｕｍｅｒｉｃａｌＣｏｎｔｒｏｌＭａｃｈｉｎｉｎｇ）加工による削り出しで製作した。すなわち、スパイラル熱交換器１は、第１スパイラル部２及び第２スパイラル部３を含め、一体物として製作した。

図８〜図１０は、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１を含む実験装置本体３０の組み立て方法について説明する模式図である。まず、図８に示すように、スパイラル熱交換器１における第１スパイラル部２及び第２スパイラル部３のそれぞれに、薄板パーツ３１を嵌め込む。薄板パーツ３１は、各流路の気密性を保持するための部品で、アルミニウム合金（Ａ５０５２）の板材に、第１スパイラル部２の第１伝熱壁４、または第２スパイラル部３の第２伝熱壁５（図２参照）と嵌め合う溝３１ａが形成されている。溝３１ａは、ワイヤカット放電加工で製作した。

次に、図９に示すように、スパイラル熱交換器１における第１スパイラル部２及び第２スパイラル部３のそれぞれに、厚板３３を嵌め込む。厚板３３は、第１スパイラル部２、第２スパイラル部３をそれぞれ密閉する密閉蓋としての部品で、第１スパイラル部２、または第２スパイラル部３の最外周と嵌め合う凹み部３３ａが形成されている。厚板３３は、アルミニウム合金（Ａ５０５２）のブロック材をＮＣ（ＮｕｍｅｒｉｃａｌＣｏｎｔｒｏｌＭａｃｈｉｎｉｎｇ）加工による削り出しで製作した。

次に、図１０に示すように、スパイラル熱交換器１の各流入出口（低温流体の流入口７、低温流体の流出口１０、高温流体の流入口９、高温流体の流出口８）に変換アダプタ３５を取り付けする。上述したように、スパイラル熱交換器１において、各流路の流路断面形状は矩形である。一方、低温流体及び高温流体を供給する配管類の流路断面形状は円形である。変換アダプタ３５は、流路断面形状の異なる、各流路と配管類とを接続するため、矩形ポート３５ａと円形ポート３５ｂとを有する。このように組み立てすることで実験装置本体を製作した。

図１１は、実験装置の概略構成を示す模式図である。図１１に示すように、実験装置において、高温流体は、高温タンク５１と実験装置本体３０との間で循環させる構成とした。すなわち、高温タンク５１と実験装置本体３０とは、送り配管５２及び戻り配管５３を介して接続されている。すなわち、送り配管５２は、高温タンク５１から実験装置本体３０に高温流体を送る配管で、一端が高温タンク５１に、他端が高温流体の流入口９に接続されている。戻り配管５３は、実験装置本体３０から高温タンク５１へと高温流体を戻す配管で、一端が高温流体の流出口８に、他端が高温タンク５１に接続されている。本実験では高温流体として水道水を使用した。高温タンク５１における水温調整は、槽内に差し込まれたヒーター５４のＯＮ／ＯＦＦにより行った。送り配管５２の途中には、流体ポンプ５５が取り付けられている。

送り配管５２における、高温流体の流入口９に流入する直前の位置には圧力を測定するマノメータ５６と温度を測定する熱電対５７が取り付けられている。また、戻り配管５３における、高温流体の流出口８から流出した直後の位置には圧力を測定するマノメータ５６と温度を測定する熱電対５７が取り付けられている。送り配管５２において、流体ポンプ５５の流れ方向下流側には流量計５８が取り付けられている。

一方、低温流体は、低温タンク５９と実験装置本体３０との間で循環させる構成とした。すなわち、低温タンク５９と実験装置本体３０とは、供給配管６２及びドレーン配管６３を介して接続されている。すなわち、供給配管６２は、低温タンク５９から実験装置本体３０に低温流体を供給する配管で、一端が低温タンク５９に、他端が低温流体の流入口７に接続されている。ドレーン配管６３は、実験装置本体３０から低温流体を排出させる配管で、一端が低温流体の流出口１０に接続され、他端は開放されている。本実験では低温流体として水道水を使用した。低温タンク５９には水道蛇口から常温の水道水が供給される。供給配管６２の途中には、流体ポンプ５５が取り付けられている。

供給配管６２における、低温流体の流入口７に流入する直前の位置には圧力を測定するマノメータ５６と温度を測定する熱電対５７が取り付けられている。また、ドレーン配管６３における、低温流体の流出口１０から流出した直後の位置には圧力を測定するマノメータ５６と温度を測定する熱電対５７が取り付けられている。供給配管６２において、流体ポンプ５５の流れ方向下流側には流量計５８が取り付けられている。

各マノメータによる圧力の測定値及び各熱電対による温度の測定値は、信号線を介してロガー６０に送信される。さらに、ロガー６０に蓄積されたデータはＰＣ６１に送信され、ＰＣ６１において各種データ解析を行った。

本実験では、高温流体と低温流体との温度差が、２０℃、３０℃、４０℃になるように、高温タンク５１のヒーター５４を調節した。また、低温流体及び高温流体の流入流量を、１．８［Ｌ／ｍｉｎ］から１２．６［Ｌ／ｍｉｎ］まで変化させた。

ここで、実験手順について説明する。
（１）まず、高温タンク５１内の水が目標温度になるまで温める。
（２）次に、高温流体及び低温流体をスパイラル熱交換器１に同時に流入させ、素早く流入流量を調節する。
（３）次に、流入流量が安定した後、各マノメータ５６による圧力の測定値を読み取る。
（４）流入流量が安定した後、３６０秒間の定常待ちを行う。
（５）定常待ちの後、９００秒間、温度計測を行う。なお、温度の測定値は、この９００秒間で採取したデータの平均値とした。
（６）高温流体及び低温流体のスパイラル熱交換器１への流入を停止する。

図１２は、本実験により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１における、流量と高温側交換熱量との関係を示すグラフである。また、図１３は、本実験により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１における、流量と総括伝熱係数との関係を示すグラフである。なお、図１２及び図１３には、比較のため、本実験と同条件にて数値解析を行った結果についても示す。

図１２において、スパイラル熱交換器１の実験結果は、高温流体と低温流体との温度差が２０℃、３０℃、４０℃の場合について、それぞれ、グラフ中では、２０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り丸印）、３０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り菱形印）、４０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り四角印）と表記している。また、図１２において、高温流体と低温流体との温度差が２０℃、３０℃、４０℃ときのスパイラル熱交換器１の数値解析結果は、グラフ中では、それぞれ、２０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ａｎａｌｙｓｉｓ（白抜き丸印）、３０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ａｎａｌｙｓｉｓ（白抜き菱形印）、４０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ａｎａｌｙｓｉｓ（白抜き四角印）と表記している。

図１３において、スパイラル熱交換器１の実験結果は、高温流体と低温流体との温度差が２０℃、３０℃、４０℃の場合について、それぞれ、グラフ中では、２０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り丸印）、３０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り菱形印）、４０℃ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り四角印）と表記している。また、図１３において、スパイラル熱交換器１の数値解析結果は、グラフ中では、ａｎａｌｙｓｉｓ（白抜き三角印）と表記している。なお、流量と総括伝熱係数との関係の理論値は、高温流体と低温流体との温度差によって変化しない。

図１２に示すように、高温側交換熱量については、高温流体と低温流体との温度差が２０℃、３０℃、４０℃の各場合で、実験結果の方が数値解析結果よりも大きな値となった。しかしながら、プロット点を結ぶラインの傾きについては、高温流体と低温流体との温度差が２０℃、３０℃、４０℃の各場合について、実験結果と数値解析結果でほぼ同じ傾向になった。

図１３に示すように、総括伝熱係数については、高温流体と低温流体との温度差が２０℃、３０℃、４０℃の場合で、実験結果はいずれもほぼ近い値が得られた。しかしながら、実験結果の方が数値解析結果よりも１．３〜２．４倍程度大きな値となった。

上述したように、高温側交換熱量と総括伝熱係数のいずれについても、実験結果の方が数値解析結果よりも大きな値となった。これは、解析モデルはスパイラル部分単体のみであるのに対し、実際の実験装置は、スパイラル部分単体よりも全体サイズが大きいので、解析モデルと比べて装置内を伝わる伝熱分が大きかったためと考えられる。また、実際の実験装置では、スパイラル熱交換器１をＮＣ加工により製作しているので、伝熱面の表面粗さの影響を無視できない。すなわち、実際の実験装置では、伝熱面の表面粗さにより流体の乱流エネルギーが増加したことにより伝熱が促進されたと考えられる。このことも、高温側交換熱量、総括伝熱係数ともに、実験結果の方が数値解析結果よりも大きな値となった要因と考えられる。

図１４は、本実験により得られた、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１における、流量と圧力損失との関係を示すグラフである。図１５は、図１４における流量が０〜２０Ｌ／ｍｉｎの範囲を拡大し、さらに、市販されているスパイラル熱交換器（株式会社クロセ製）の仕様値のラインを追加したグラフである。

図１４及び図１５で、高温流体の流路（図１に示す第２流路２２及び第４流路２４）における、実験結果をＨｉｇｈ＿ｔｅｍｐ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り丸印）、解析結果をＨｉｇｈ＿ｔｅｍｐ＿ａｎａｌｙｓｉｓ（白抜き丸印）で表記している。また、図１４及び図１５で、低温流体の流路（図１に示す第１流路２１及び第２流路２２）における、実験結果をＬｏｗ＿ｔｅｍｐ＿ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ（黒塗り三角印）、解析結果をＬｏｗ＿ｔｅｍｐ＿ａｎａｌｙｓｉｓ（白抜き三角印）で表記している。

図１４に示すように、高温側、低温側ともに、流量が１０．８［Ｌ／ｍｉｎ］以上において実験結果の方が数値解析結果よりも大きな値となった。これは、上述した、ＮＣ加工による伝熱面の表面粗さの影響によるものと考えられる。また、流量が１０．８［Ｌ／ｍｉｎ］以上において、流量が大きくなればなるほど、実験結果と数値解析結果との圧力損失の値の差が大きくなる傾向にある。このため、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、流量が２０［Ｌ／ｍｉｎ］以下で使用するのが好ましいと考えられる。

図１５に示すように、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、流量が１６［Ｌ／ｍｉｎ］以下の範囲では、市販されているスパイラル熱交換器よりも圧力損失が小さくなっている。このため、少なくとも流量が１６［Ｌ／ｍｉｎ］以下の範囲では、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は実用化が見込まれる。今回、スパイラル熱交換器１の製作方法については十分に検討を行うことができなかったため、今後のさらなる改善により、圧力損失を低減することができれば、流量が２０［Ｌ／ｍｉｎ］を超える範囲への適用も期待できると思われる。

以上より、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、自浄作用を保持していることで、汚泥や繊維物を含む媒体の熱交換においても、メンテナンス回数を抑制することができるので、装置を長期運転させることが可能になる。また、熱交換性能を向上させたことで、必要な熱エネルギーを低減でき、運用コストを抑えることができる。これにより、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、下水道処理場における温調システムへの適用が期待できる。さらに、本実施の形態にかかるスパイラル熱交換器１は、装置サイズを大型化することなく、熱交換性能の向上を図ったので、工場の量産ラインなど、機器の設置スペースが限られた場所における熱エネルギー回収システムに適用することもできる。

なお、本発明は上記実施の形態に限られたものではなく、趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更することが可能である。

１スパイラル熱交換器
２第１スパイラル部
３第２スパイラル部
４第１伝熱壁
５第２伝熱壁
６第３伝熱壁
７低温流体の流入口
８高温流体の流出口
９高温流体の流入口
１０低温流体の流出口
１１第１連通穴
１２第２連通穴
２１第１流路
２２第２流路
２３第３流路
２４第４流路
３０実験装置本体
３１薄板パーツ
３１ａ溝
３３厚板
３３ａ凹み部
３５変換アダプタ
３５ａ矩形ポート
３５ｂ円形ポート
５１高温タンク
５２送り配管
５３戻り配管
５４ヒーター
５５流体ポンプ
５６マノメータ
５７熱電対
５９低温タンク
６０ロガー
６２供給配管
６３ドレーン配管

Claims

中心部から外縁部へと渦巻き状に延在し第１伝熱壁を介して隣接する第１流路と第２流路を有する第１スパイラル部と、
前記中心部から前記外縁部へと渦巻き状に延在し第２伝熱壁を介して隣接する第３流路と第４流路を有し、前記第３流路及び第４流路が前記第１流路及び第２流路と同軸の渦巻き状になるように、第３伝熱壁を介して前記第１スパイラル部と隣接する第２スパイラル部と、を備え、
前記第３伝熱壁には、前記中心部において、前記第１流路と前記第３流路とを連通する第１連通穴と、前記第２流路と前記第４流路とを連通する第２連通穴が形成され、
前記第１流路は、前記外縁部において第１流体の流入口を有し、前記第３流路は、前記外縁部において前記第１流体の流出口を有し、
前記第４流路は、前記外縁部において第２流体の流入口を有し、前記第２流路は、前記外縁部において前記第２流体の流出口を有する、スパイラル熱交換器。
前記第１流路、前記第２流路、前記第３流路及び前記第４流路の渦巻きの形状は、アルキメデスの螺旋である、請求項１に記載のスパイラル熱交換器。
前記第１流路、前記第２流路、前記第３流路及び前記第４流路の、渦巻きの径方向における流路幅は等しく、
前記第１流路と前記第４流路とは、第３伝熱壁を介して隣接しており、前記第２流路と前記第３流路とは、第３伝熱壁を介して隣接している、請求項２に記載のスパイラル熱交換器。