JP5829770B1 - シェルアンドチューブ型熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】均一で高い熱交換効率が得られ、コンパクトで大きな交換熱量に対応でき、電子材料や金属材料の洗浄等に使用されるシェルアンドチューブ型熱交換器を提供する。【解決手段】シェル１内に上下配置された各チューブユニットＵ１、Ｕ２が、複数本の熱交換チューブ２を各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置したドーナツ形をなし、第一流体Ｌ１用の入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂと接続用ヘッダー３Ｃとが付設され、入口ヘッダー３Ａから流入する第一流体Ｌ１を、下位のチューブユニットＵ２から接続用ヘッダー３Ｃを介して上位のチューブユニットＵ２へ送り込んで出口ヘッダー３Ｂへ導出することにより、シェル１内空間に流通する第二流体Ｌ２と熱交換させる。【選択図】図１

Description

本発明は、シェル内に複数本の熱交換チューブが配置したシェルアンドチューブ型熱交換器、特に電子材料や金属材料の洗浄等に使用された高温廃液の冷却と熱回収に有用な同熱交換器に関する。

一般的に、半導体基板を始めとする種々の電子材料の表面を清浄化する手段として、過酸化水素水−硫酸混合液（ＳＰＭ）、過酸化水素−塩酸混合液（ＨＰＭ）、過酸化水素−アンモニア水混合液（ＡＰＭ）等を用いて高温洗浄する所謂ＲＣＡ洗浄法が汎用されている。また、金属材料の表面のスケール除去にも高温の強酸液が使用される。これらの使用後の高温廃液は、再生利用や後処理のために低温流体との熱交換で冷却すると共に、その熱交換による回収熱を有効利用するのが普通である。

このような高温廃液の冷却に用いる熱交換器としては、概して処理液量が多く大きな交換熱量を要することから、シェル内に複数本の熱交換チューブが配置した大型のシェルアンドチューブ型熱交換器が多用されている。このシェルアンドチューブ型熱交換器には熱交換チューブの形や配置等が異なる多様な形態があるが、中でも巻き径の異なるヘリカルコイル状の複数本の熱交換チューブを同心状に多重配置したコイル式熱交換器は、伝熱面積が大きいことに加え、各チューブの流路を長くして交換熱量を増大できるという利点がある（例えば、特許文献１〜３）。

特開平７−１８１２９１号公報 特開平８−５４１９２号公報 特開２００９−１２７９７１号公報

しかしながら、コイル式熱交換器では、各熱交換チューブが同じコイル巻き数である場合、チューブ長さが外周側のものほど長くなるため、内周側と外周側との伝熱面積の差が大きく、熱交換が不均一になるという難点があった。また、内周側のものほどコイル巻き数を多くして各熱交換チューブの長さを等しくした場合（特許文献２）は、内周側と外周側とでチューブ配置密度の差を生じるから、やはり熱交換が不均一になることが避けられない。一方、コイル式熱交換器では、各熱交換チューブの流路を長くし、またチューブ本数を多くすることで交換熱量を増大できるが、それだけシェルが大型化するから、設置スペースや製造コスト面からの制約が大きい。

本発明は、上述の事情に鑑み、シェルアンドチューブ型熱交換器として、均一で高い熱交換効率が得られる上、コンパクトで大きな交換熱量に対応でき、例えば電子材料や金属材料の洗浄等に使用された高温廃液の冷却と熱回収に有用なものを提供することを目的としている。

上記目的を達成するための手段を図面の参照符号を付して示せば、請求項１の発明に係るシェルアンドチューブ型熱交換器は、シェル１内に複数のチューブユニット（第一及び第二実施形態ではＵ１，Ｕ２、第三実施形態ではＵ１〜Ｕ３）が上下配置で装填され、各チューブユニットは、複数本の熱交換チューブ２を各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置したドーナツ形をなし、シェル１には、チューブユニットのチューブ２内に流通させる第一流体Ｌ１の入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂと、上下に隣接するチューブユニット同士のチューブ内流路を連通させる接続用ヘッダー３Ｃとが付設され、各チューブユニットより延出する熱交換チューブ（延出端部２ａ，２ｂ）がドーナツ形の中央空間２０を通して入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂと接続用ヘッダー３Ｃのいずれかに接続され、シェル内空間に流通させる第二流体Ｌ２の供給口（給排口５Ａ）がシェル１の上下一方側に、同排出口（給排口５Ｂ）がシェル１の上下他方側に、それぞれ設けられ、入口ヘッダー３Ａから流入する第一流体Ｌ１を、最下位又は最上位のチューブユニットから順次に接続用ヘッダー３Ｃを介して次位のチューブユニットへ送り込んで出口ヘッダー３Ｂへ導出することにより、シェル内空間に流通する第二流体Ｌ２と熱交換させるように構成されてなる。

請求項２の発明は、上記請求項１のシェルアンドチューブ型熱交換器において、第一流体Ｌ１が液体であり、該液体を最下位のチューブユニットから順次に接続用ヘッダー３Ｃを介して上位のチューブユニットへ送り込むように構成されてなる。

請求項３の発明は、上記請求項１又は２のシェルアンドチューブ型熱交換器において、上下に隣接するチューブユニット間、ならびに最上位のチューブユニットの上側と最下位のチューブユニットの下側とに、第二流体Ｌ２の上下方向の流れにシェル半径方向の変化を与える板状のバッフル６Ａ〜６Ｃが配置されてなる。

請求項４の発明は、上記請求項１〜３のいずれかのシェルアンドチューブ型熱交換器において、各チューブユニットにおける熱交換チューブ２群が縦断面で千鳥配列をなす構成としている。

請求項５の発明は、上記請求項１〜４のいずれかのシェルアンドチューブ型熱交換器において、各熱交換チューブ２がフッ素系樹脂からなり、シェル１及び各ヘッダー３Ａ，３Ｂ，３Ｃが耐蝕性の内表面を有し、シェル１内の各配置部材（シールプレート４Ａ，４Ｂ、バッフル６Ａ〜６Ｃ、チューブ支持体７Ａ，７Ｂ）がフッ素系樹脂製もしくは表面に耐蝕性のライニング又はコーティングが施されたものからなる構成としている。

請求項６の発明は、上記請求項５のシェルアンドチューブ型熱交換器において、第一流体Ｌ１と第二流体Ｌ２の一方が高温の腐食性液体、他方が低温液体である構成としている。

次に、本発明の効果について、図面の参照符号を付して説明する。請求項１の発明に係るシェルアンドチューブ型熱交換器では、シェル１内に複数のチューブユニット（第一及び第二実施形態ではＵ１，Ｕ２、第三実施形態ではＵ１〜Ｕ３）が上下配置で装填され、入口ヘッダー３Ａから流入する第一流体Ｌ１を、上下配置の最下位又は最上位のチューブユニットから順次に接続用ヘッダー３Ｃを介して次位のチューブユニットへ送り込んで出口ヘッダー３Ｂへ導出することにより、供給口（給排口５Ａ）からシェル内空間に流入して排出口（給排口５Ｂ）へ向かう第二流体Ｌ２と熱交換させる。この熱交換においては、上下配置した各チューブユニットが複数本の熱交換チューブ２を各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置したドーナツ形をなすから、熱交換域におけるチューブ密度を高くして大きな伝熱面積を確保できることに加え、各熱交換チューブ２を略同じ長さとして、且つ熱交換域の全体で熱交換チューブ２の配置密度を均等に設定できるから、内周側と外周側との伝熱面積の差を生じず、均一で高効率な熱交換を行える。しかも、複数のチューブユニットのチューブ内流路が接続用ヘッダー３Ｃを介して連通しているから、各チューブユニット毎に個別に第一流体Ｌ１を導入する場合に比較し、第一流体Ｌ１の全体供給量が同じであれば、チューブ内流速がユニット数倍（２ユニットでは２倍、３ユニットでは３倍）になるから、その流速に比例するレイノズル数Ｒｅの増加によって内側境膜熱伝導係数が上がる結果、総括伝熱係数も上がって熱交換効率が高くなる。特に、この第一流体Ｌ１が液体であれば、チューブ内流速を速めて流れを乱流（レイノズル数Ｒｅ＞４０００）とすることも容易であり、これによって熱交換効率を劇的に高めることが可能である。

一方、このシェルアンドチューブ型熱交換器は、各チューブユニットより延出する熱交換チューブ（延出端部２ａ，２ｂ）をドーナツ形の中央空間２０を通して入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂと接続用ヘッダー３Ｃのいずれかに接続するから、シェル１内の余剰空間が少なく、大きな交換熱量が得られるにもかかわらず、高い空間効率でコンパクトに構成できるという利点がある。更に、熱交換チューブ２は、各チューブユニット毎に独立しており、入口ヘッダー３Ａから出口ヘッダー３Ｂまでの流路を連続した１本チューブで形成する場合に比較して、チューブ長さが格段に短くなるから、熱交換器の組立製作に際し、横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置する操作が非常に容易になり、その作業の労力及び時間が著しく低減されるという利点もある。

請求項２の発明によれば、液体である第一流体Ｌ１を最下位のチューブユニットから順次に接続用ヘッダー３Ｃを介して上位のチューブユニットへ送り込むから、その下方から上方への液流による良好なエアー抜き作用が得られ、使用開始時における熱交換チューブ２内の空気排出を迅速に行えると共に、第一流体Ｌ１に付随又は発生した気泡のチューブ外への排除が速やかになり、気泡による熱交換効率の低下を抑制できる。

請求項３の発明によれば、上下に隣接するチューブユニット間、ならびに最上位のチューブユニットの上側と最下位のチューブユニットの下側とに介在するバッフル６Ａ〜６Ｃにより、第二流体Ｌ２の上下方向の流れにシェル半径方向の変化を与えるから、熱交換中の該第二流体Ｌ２のシェル半径方向における温度分布が平坦化し、より均一で高い熱交換効率が得られる。

請求項４の発明によれば、各チューブユニットの熱交換チューブ２群が千鳥配列であり、枡目配列に比較してチューブ密度を大幅に高めることができ、もって枡目配列と同じ伝熱面積では該チューブユニットをよりコンパクト化できると共に、熱交換チューブ２の外側境膜伝熱係数が改善されて熱交換効率も高まるという利点がある。

請求項５の発明によれば、各熱交換チューブ２がフッ素系樹脂からなり、シェル１及び各ヘッダー３Ａ，３Ｂ，３Ｃが耐蝕性の内表面を有し、シェル１内の各配置部材（シールプレート４Ａ，４Ｂ、バッフル６Ａ〜６Ｃ、チューブ支持体７Ａ，７Ｂ）がフッ素系樹脂製もしくは表面に耐蝕性のコーティング又はライニングが施されたものからなるため、第一流体Ｌ１及び第二流体Ｌ２の一方又は両方が強酸性液や強アルカリ性液のような腐食性の強い液体であっても支障なく適用できる。また、フッ素系樹脂からなる熱交換チューブ２は、可撓性で容易に曲がるから、チューブユニットの組立製作に際し、その複数本を各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置する操作が非常に容易であり、金属製チューブに比較して格段に高い作業性が得られる。

請求項６の発明によれば、第一流体Ｌ１及び第二流体Ｌ２の接触表面が全て高耐食性であるため、両流体Ｌ１，Ｌ２の一方を高温の腐食性液体、他方を低温液体として支障なく熱交換を行える。

本発明に係る第一実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器の半縦断正面図である。 同熱交換器の平面図である。 同熱交換器のチューブユニット部分の平面図である。 同熱交換器における熱交換チューブの配置形態を示す模式縦断面図である。 同熱交換器の出入口ヘッダーに配置するシールプレートの平面図である。 同熱交換器の接続用ヘッダーに配置するシールプレートの平面図である。 同熱交換チューブの連続２段の横渦巻き形を示し、（ａ）は下段側、（ｂ）は上段側のそれぞれ模式図である。 同熱交換器に使用されるバッフルを示し、（ａ）は上段バッフル、（ｂ）は中段バッフル、（ｃ）は下段バッフルの各々半部の平面図である。 第一実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器による並流式熱交換を示し、（ａ）は流体経路図、（Ｂ）は操作線図である。 第二実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器による向流式熱交換を示し、（ａ）は流体経路図、（Ｂ）は操作線図である。 第三実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器による向流式熱交換を示し、（ａ）は流体経路図、（Ｂ）は操作線図である。

以下に、本発明に係るシェルアンドチューブ型熱交換器の実施形態について、図面を参照して具体的に説明する。

図１に示すように、第一実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器は、略縦円筒形のシェル１内に、チューブ支持体７Ａ，７Ｂに各々支持された上下２つのチューブユニットＵ１，Ｕ２が装填されている。そのシェル１は、上方に開口したシェル本体１１と、その開口周縁のフランジ部１１ａにガスケット１３を介してボルト止めして封着された蓋板１２とで構成されている。そして、シェル本体１１の下方へ膨出した底面側には、中央に位置する第一流体用の入口ヘッダー３Ａと、離心位置にある第二流体用の給排口５Ａとが設けてある。また図２でも示すように、蓋板１２には、第一流体用の入口ヘッダー３Ｂ及び接続用ヘッダー３Ｃと、第二流体用の給排口５Ｂと、ガス抜き兼安全弁用のノズル１４とが、十字配位で設けてある。１５はシェル本体１１の上端部及び蓋板１２の周辺４箇所に等配して設けた吊り金具、１６は支脚である。

両チューブユニットＵ１，Ｕ２は、図４でも示すように、ＰＦＡ（テトラフルオロエチレン・パーフルオロアルキルビニルエーテル共重合体）等の熱溶融性フッ素系樹脂からなる複数本（図では８本）の熱交換チューブ２を、横渦巻き状に巻回して上下複数段（図では、１本２段で計１６段）に配置したドーナツ形をなしている。そして、上側のチューブユニットＵ１の各熱交換チューブ２は、ドーナツ形の中央空間２０を通して、導入側の延出端部２ａが接続用ヘッダー３Ｃに接続すると共に、導出側の延出端部２ｂが出口ヘッダー３Ｂに接続している。また、下側のチューブユニットＵ２の各熱交換チューブ２は、同様にドーナツ形の中央空間２０を通して、導入側の延出端部２ａが入口ヘッダー３Ａに接続すると共に、導出側の延出端部２ｂが接続用ヘッダー３Ｃに接続している。

図３及び図４に示すように、上側のチューブ支持体７Ａは、シェル中心側を離間して十字配位した半径方向に沿う４枚のチューブ保持板７１と、これらチューブ保持板７１を上下部において各々熱収縮リング７３を介して貫通して支持する内外２本の支持リング７２，７３とで構成されている。また、下側のチューブ支持体７Ｂは、同様の４枚のチューブ保持板７１と、これらチューブ保持板７１を下部において各々貫通して支持する内外２本の支持リング７２，７３とで構成されている。そして、上側のチューブ支持体７Ａにおける各チューブ保持板７１の上端部と、下側のチューブ支持体７Ｂにおける各チューブ保持板７１の下端部とには、液流通用の切欠開口部７１ｂ（図１参照）が設けてある。

更に、上側のチューブ支持体７Ａの上部側、上下のチューブ支持体７Ａ，７Ｂの間、上側のチューブ支持体７Ａの下部側には、略ドーナツ板状のバッフル６Ａ〜６Ｂが介装されている。その上部のバッフル６Ａは、図８（ａ）に示すように、径方向に長い中央穴６１を有すると共に、二点鎖線で示すシェル内周面１ａとの間に間隙ｇを形成するように外径が小さく設定されている。中間のバッフル６Ｂは、図８（ｂ）に示すように径大の中央穴６２を有すると共に、図１に示す如く外周がシェル内周面に接するように外径が大きく設定されている。下部のバッフル６Ｃは、図８（ｃ）に示すように、径小の中央穴６３を有すると共に、上部のバッフル６Ａと同様にシェル内周面１ａとの間に間隙ｇを形成するように外径が小さく設定されている。なお、これらバッフル６Ａ〜６Ｂの中央穴６１〜６３の大きさは、図３に示すように、中央孔６１の長径＞中央孔６２の径＞中央孔６１の短径＞中央孔６３の径、となっている。また、上下部のバッフル６Ａ，６Ｃは、各々チューブ支持体７Ａ，７Ｂの各チューブ保持板７１における内周側の切込み部に嵌入する形で保持されている。

両チューブユニットＵ１，Ｕ２の各熱交換チューブ２は、チューブ支持体７Ａ，７Ｂの各チューブ保持板７１に穿設された挿通孔７１ａに挿通することにより、横渦巻き状に巻回した状態で相互の間隔を一定に保持している。また、図１及び図４に示すように、両チューブユニットＵ１，Ｕ２における熱交換チューブ２の横渦巻きの配列は、隣接する上下段で交互にシェル半径方向に半ピッチずれており、もって全体として千鳥配列になるように設定されている。なお、この第一実施形態における各熱交換チューブ２は、図７（ａ）の如く内周側（ドーナツ形の中央空間２０側）にある導入側の延出端部２ａを始点として順次内側から外側へ横渦巻き状に巻回し、その最外周部から続いて一段上側へ移行して、図７（ｂ）の如く順次内側へ横渦巻き状に巻回し、その最内周部から導出側の延出端部２ａを引き出すか、もしくは導出側の延出端部２ａを始点として上記とは逆の手順で内外に往復巻回して最内周部から導入側の延出端部２ｂを引き出すことにより、１本で上下２段の横渦巻きを構成している。

入口ヘッダー３Ａ、出口ヘッダー３Ｂ、接続用ヘッダー３Ｃでは、図１及び図４に示すように、相互にボルト止めされる基部側フランジ３１とキャップ側フランジ３２との間に円盤状のシールプレート４Ａ，４Ｂを挟着し、該シールプレート４Ａ，４Ｂの外側にヘッダー空間３０を構成している。そのシールプレート４Ａ，４Ｂには、図５及び図６に示すように、接続する熱交換チューブ２の本数に対応する数のチューブ止着孔４０が穿設されており、各チューブ止着孔４０に各熱交換チューブ２の延出端部２ａ，２ｂが先端側を通して溶接（融着固定）されている。チューブ止着孔４０の数は、入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂのシールプレート４Ａでは８個であるが、接続用ヘッダー３Ｃのシールプレート４Ｂでは倍の１６個で、図６に示す直径線ｄを境として一側半部の８個が下側のチューブユニットＵ２における各熱交換チューブ２の導出側の延出端部２ｂに対応し、他側半部の８個が上側のチューブユニットＵ１における各熱交換チューブ２の導入側の延出端部２ａに対応している。なお、シールプレート４Ａ，４Ｂの両面周辺部には、シール性を高めるために、内外二重の環状突縁４１が形成されている。

ここで、シェル本体１１、蓋板１２は、ＳＵＳ３０４の如きステンレス鋼からなり、その内面に耐酸コーティングが施されている。各ヘッダー３Ａ，３Ｂ，３Ｃは、ステンレス鋼からなる母材の内面側に、ＰＴＦＥ（ポリテトラフルオロエチレン）等のフッ素系樹脂からなるライニングが施されている。また、シールプレート４Ａ，４ＢはＰＴＦＥ等のフッ素系樹脂成形物からなる。一方、チューブ支持体７Ａ，７Ｂでは、各チューブ保持板７１及びバッフル６Ａ〜６ＣはＰＴＦＥ等のフッ素系樹脂からなると共に、内外の支持リング７２，７３はステンレス鋼製のパイプ表面にフッ素系樹脂の如き耐蝕性コーティングを施したものからなる。

上記構成のシェルアンドチューブ型熱交換器では、入口ヘッダー３Ａより第一流体Ｌ１を導入すると共に、この第一流体Ｌ１に対して大きな温度差のある第二流体Ｌ２を給排口５Ａ，５Ｂの一方から供給することにより、両流体Ｌ１，Ｌ２間で熱交換を行う。しかして、入口ヘッダー３Ａより導入された第一流体Ｌ１は、複数本（例示は８本）の熱交換チューブ２に分配して下側のチューブユニットＵ２へ送られ、各熱交換チューブ２毎に内側から外側へ横渦巻き状に周回し、続いて外側から内側へ横渦巻き状に周回した上で、導出側の延出端部２ｂを通って接続用ヘッダー３Ｃへ送られ、そのヘッダー空間３０内で合流する。次いで、この合流によって温度が平均化された状態で、上側のチューブユニットＵ１の複数本（例示は８本）の各熱交換チューブ２に分配流入し、同様に各熱交換チューブ２毎に内側から外側、続いて外側から内側へ横渦巻き状に往復周回した上で、導出側の延出端部２ｂを通って出口ヘッダー３Ｃより導出することになる。

第二流体Ｌ２は上下の給排口５Ａ，５Ｂの一方を供給口、他方を排出口としてシェル１内に供給する。第二流体Ｌ２を下側の給排口５Ａより供給すれば、シェル１内を全体として上向きに移動する第一流体Ｌ１に対して並流となり、逆に上側の給排口５Ｂから供給した場合は第一流体Ｌ１に対して向流となるが、両チューブユニットＵ１，Ｕ２では第一流体Ｌ１が横渦巻き状の各熱交換チューブ２内を流れるから、実質的には第一流体Ｌ１の水平流と第二流体の上昇流が交叉する十字流の形で熱交換がなされる。

この熱交換においては、上下に配置したチューブユニットＵ１，Ｕ２の各々が複数本の熱交換チューブ２を各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置したドーナツ形をなすから、熱交換域におけるチューブ密度を高くして大きな伝熱面積を確保できることに加え、各熱交換チューブ２を略同じ長さとして、且つ熱交換域の全体で熱交換チューブ２の配置密度を均等に設定できるから、内周側と外周側との伝熱面積の差を生じず、均一で高効率な熱交換を行える。しかも、両チューブユニットＵ１，Ｕ２のチューブ内流路が接続用ヘッダー３Ｃを介して連通しているから、各チューブユニット毎に別個に第一流体Ｌ１を導入して導出する場合に比較し、第一流体Ｌ１の全体供給量が同じであれば、チューブ内流速が２倍になるから、その流速に比例するレイノズル数Ｒｅの増加によって内側境膜熱伝導係数が上がる結果、総括伝熱係数も上がって熱交換効率が高くなる。特に、この第一流体Ｌ１が液体であれば、チューブ内流速を速めて流れを乱流（レイノズル数Ｒｅ＞４０００）とすることも容易であり、これによって熱交換効率を劇的に高め得る。

また、この第一実施形態では、上下部のバッフル６Ａ，６Ｃの外周縁とシェル内周面１ａとの間に間隙ｇを有すると共に、両バッフル６Ａ，６Ｃの中央穴６１，６３が小さく、そこに多数本の熱交換チューブ２の延出端部２ａ，２ｂが通されて上下の透通面積を狭めているから、第二流体Ｌ２が両バッフル６Ａ，６Ｃの位置を通過する際にシェル周辺側への流量が多くなる。一方、中間部のバッフル６Ｂは外周縁がシェル内周面１ａに接し、且つその中央穴６２が大きいため、該バッフル６Ｂの位置では第二流体Ｌ２が中央側を通過する。従って、例えば下側の給排口５Ａより供給された第二流体Ｌ２は、まず下側のチューブユニットＵ２ではシェル周辺側からシェル中央側への集束方向に卓越した流れで、次いで上側のチューブユニットＵ１ではシェル中央側からシェル周辺側への展開方向に卓越した流れで、それぞれ熱交換チューブ２群の間を通過して上側の給排口５Ｂへ至る。このように、第二流体Ｌ２の上下方向の流れにシェル半径方向の変化が加わることにより、熱交換中の該第二流体Ｌ２のシェル半径方向における温度分布が平坦化し、より均一で高い熱交換効率が得られる。

更に、この第一実施形態では、第一流体Ｌ１を下側のチューブユニットＵ２から接続用ヘッダー３Ｃを介して上側のチューブユニットＵ１へ送り込むから、該第一流体Ｌ１が液体である場合に、その下方から上方への液流による良好なエアー抜き作用が得られ、使用開始時における熱交換チューブ２内の空気排出を迅速に行えると共に、第一流体Ｌ１に付随又は発生した気泡のチューブ外への排除が速やかになり、気泡による熱交換効率の低下を抑制できる。なお、第二流体Ｌ２が液体である場合、並流方式として該第二流体Ｌ２を下側の給排口５Ａより供給すれば、その上昇液流によるシェル内空間のエアー抜き作用が得られ、両チューブユニットＵ１，Ｕ２の熱交換チューブ２群の間の気泡も排除し易くなるから、気泡による熱交換効率の低下をより抑制できる。

加えて、このシェルアンドチューブ型熱交換器は、チューブユニットＵ１，Ｕ２より延出する熱交換チューブ２の延出端部２ａ，２ｂをドーナツ形の中央空間２０を通して入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂと接続用ヘッダー３Ｃに連結するから、シェル１内の余剰空間が少なく、大きな交換熱量が得られるにもかかわらず、高い空間効率でコンパクトに構成できるという利点がある。更に、熱交換チューブ２は、チューブユニットＵ１，Ｕ２の各々で独立しており、入口ヘッダー３Ａから出口ヘッダー３Ｂまでの流路を連続した１本チューブで形成する場合に比較して、チューブ長さが格段に短くなるから、熱交換器の組立製作に際し、横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置する操作が非常に容易になり、その作業の労力及び時間が手間が著しく低減されるという利点もある。

また、この第一実施形態では、チューブユニットＵ１，Ｕ２の各々の熱交換チューブ２群が千鳥配列であるから、枡目配列に比較してチューブ密度を大幅に高めることができ、もって枡目配列と同じ伝熱面積ではチューブユニットＵ１，Ｕ２をよりコンパクト化できると共に、熱交換チューブ２の外側境膜伝熱係数が改善されて熱交換効率も高まるという利点がある。

第一実施形態ではシェル１内に上下２つのチューブユニットＵ１，Ｕ２を配置しているが、本発明のシェルアンドチューブ型熱交換器はシェル１内に同様のチューブユニットの３つ以上を上下配置で装填した構成でもよい。このように３つ以上のチューブユニットを備える熱交換器では、入口ヘッダー３Ａ及び出口ヘッダー３Ｂの一方に最上位のチューブユニットの熱交換チューブ２を接続し、他方に最下位のチューブユニットの熱交換チューブ２を他方に接続すると共に、上下に隣接するチューブユニット同士の熱交換チューブ２を接続用ヘッダー３Ｃを介して連通接続すればよい。そして、３つ以上のチューブユニットを備える熱交換器においても、各チューブユニットにおける各熱交換チューブ２の延出端部２ａ，２ｂは、これらチューブユニットのドーナツ形の中央空間２０を通して各ヘッダー３Ａ〜３Ｃに接続すればよい。なお、入口ヘッダー及び出口ヘッダーと接続用ヘッダーは、シェル１の上部側と下部側のいずれに設けてもよい。

また、第一実施形態では上下部及び中間部にバッフル６ａ〜６Ｃを介在させているが、３つ以上のチューブユニットを備える熱交換器でも上下に隣接するチューブユニット間、ならびに最上位のチューブユニットの上側と最下位のチューブユニットの下側にバッフルを介在させ、それらの内外径又は／及び中央穴形状の違いによって第二流体の上下方向の流れにシェル半径方向の変化を与えるように構成してもよい。

一方、入口ヘッダー３Ａから導入する第一流体Ｌ１を排出口（第一実施形態では給排口５Ｂ）に近い側のチューブユニット（第一実施形態ではチューブユニットＵ１）から順次に接続用ヘッダー３Ｃを介して次位のチューブユニットへ送り込んで出口ヘッダー３Ｂへ導出することにより、シェル１内での第一流体Ｌ１と第二流体Ｌ２の全体的な流れが上下逆方向になるように設定した場合、両流体Ｌ１，Ｌ２が向流に近い形での熱交換になることに加え、第一流体Ｌ１が先のチューブユニットから次位のチューブユニットへ移る際、先のチューブユニットの熱交換チューブ２群から流出する液温の異なる第一流体Ｌ１が接続用ヘッダー３Ｃで合流し、液温が平均化した状態で次位のチューブユニットの熱交換チューブ２群へ分配され、次位のチューブユニットでは第二流体に対して平均温度差が大きい状態で熱交換することから、特殊な操作線で非常に大きな交換熱量が得られるという利点がある。

本発明のシェルアンドチューブ型熱交換器は、液−液、気−液、気−気のいずれの熱交換にも適用できるが、液−液の熱交換用として特に好適である。そして、前記第一実施形態で例示したように、フッ素系樹脂からなる熱交換チューブ２を用い、シェル１及び各ヘッダー３Ａ，３Ｂ，３Ｃの内面に耐蝕性のコーティング又はライニングを施すと共に、シェル１内の各配置部材としてフッ素系樹脂製もしくは表面に耐蝕性のコーティング又はライニングが施されたものを用いれば、第一流体Ｌ１及び第二流体Ｌ２の一方又は両方が強酸性液や強アルカリ性液のような腐食性の強い液体であっても支障なく適用できる。例えば、両流体Ｌ１，Ｌ２の一方を高温の腐食性液体、他方を冷却水や低温の腐食性液体として支障なく熱交換を行える。また、フッ素系樹脂からなる熱交換チューブ２は、可撓性で容易に曲がるから、チューブユニットの組立製作に際し、その複数本を各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置する操作が非常に容易であり、金属製チューブに比較して格段に高い作業性が得られるという利点もある。

各チューブユニットにおける熱交換チューブ２の本数、各熱交換チューブ２の横渦巻き状の巻回数、横渦巻き状の上下段数については、熱交換器の交換熱量及びサイズに応じて種々設定できる。例えば、第一実施形態の両チューブユニットＵ１，Ｕ２では８本の各熱交換チューブ２を８巻回の横渦巻きで上下２段に設定しているが、各熱交換チューブ２の横渦巻きを１段又は３段以上としたり、交換熱量の大きい大型の熱交換器では数本の熱交換チューブ２の横渦巻きを内外に並べて１段分の横渦巻きを形成してもよい。

〔熱交換処理例１〕
既述した第一実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器として下記仕様；
シェル１：内容積約265Ｌ、内径594ｍｍ、内高950ｍｍ。
チューブユニットＵ１，Ｕ２：総伝熱面積約13ｍ²、総チューブ内容積約31Ｌ、中 央空間径250ｍｍ（チューブ保持板７１の内端基準）。
熱交換チューブ２：チューブユニット毎に、外径12ｍｍ，内径10ｍｍ，長さ約25ｍ のＰＦＡチューブ８本、各１本を８巻回の横渦巻き状で上下２段として計１６ 段。
バッフル３Ａ：外径450ｍｍ、中央穴長径290ｍｍ、短径150ｍｍ。
バッフル３Ｂ：外径594ｍｍ、中央穴径250ｍｍ。
バッフル３Ｃ：外径450ｍｍ、中央穴径120ｍｍ。
のものを用い、入口ヘッダー３Ａより第一流体Ｌ１として温度１２０℃の９８％硫酸を圧力０．１９ＭＰａ以下で導入すると共に、下側の給排口５Ａより第二流体Ｌ２として２０℃の冷却水を圧力０．３ＭＰａ以下で供給して熱交換処理を行ったところ、出口ヘッダー３Ｂより導出する第一流体Ｌ１は３５℃まで冷却され、上側の給排口５Ｂより排出する第二流体Ｌ２は３３℃まで昇温した温水となった。この熱交換における流体経路図を図９（ａ）に、同操作線図を図９（ｂ）にそれぞれ示す。

〔熱交換処理例２〕
上記仕様の第一実施形態に対し、入口ヘッダーと出口ヘッダーの上下配置のみを逆にした第二実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器を用い、図１０（ａ）の流体経路図で示すように、シェル上側の入口ヘッダーより第一流体Ｌ１として温度１２０℃の９８％硫酸を圧力０．１９ＭＰａ以下で導入し、上側のチューブユニットＵ１→接続用ヘッダー→下側のチューブユニットＵ２→出口ヘッダーの経路で通過させると共に、下側の給排口より第二流体Ｌ２として２０℃の冷却水を圧力０．３ＭＰａ以下でシェル１内に供給して熱交換処理を行ったところ、シェル下側の出口ヘッダーより導出する第一流体Ｌ１は２８℃まで冷却され、上側の給排口より排出する第二流体Ｌ２は３４℃まで昇温した温水となった。この場合、両流体Ｌ１，Ｌ２は、チューブユニットＵ１，Ｕ２における局所的には十字流の熱交換であるが、全体として向流方式での熱交換になることに加え、図１０（ｂ）で示すように特殊な操作線になるため、熱交換処理例１よりも更に高い熱交換効率が得られ、第一流体Ｌ１（９８％硫酸）と第二流体Ｌ２（冷却水）の出口温度が６℃の温度差をもって逆転する結果となっている。

〔熱交換処理例３〕
第三実施形態のシェルアンドチューブ型熱交換器として、図１１（ａ）で示すように、シェル１内に三つのチューブユニットＵ１〜Ｕ３を上下配置で装填したものを使用した。この熱交換器では、シェル１の蓋板上に、入口ヘッダー及び出口ヘッダー、チューブユニットＵ１・Ｕ２間ならびにＵ２・Ｕ３間の接続ヘッダー、第二流体Ｌ２の供給口を設ける一方、シェル１の底面側に第二流体Ｌ２の排出口を設けている。そのチューブユニットＵ１〜Ｕ３は、第一実施形態と同様に、多数本の熱交換チューブが周方向に等配する６枚のチューブ保持板を介して巻回状態で支持されたドーナツ形であり、各熱交換チューブの導入側及び導出側の延出端部が該ドーナツ形の中央空間を通して各ヘッダーに接続している。これら三つのチューブユニットＵ１〜Ｕ３の全体は、上下及び各ユニット間に介在する内外の支持リングと、両支持リングを各チューブ保持板の位置で各々連結する６本の支柱とからなるチューブ支持体によって一体に支持されている。また、チューブユニットＵ１の上側、同Ｕ１，Ｕ２間、同Ｕ２，Ｕ３間、同Ｕ３の下側の４カ所にバッフルが配置している。なお、熱交換器仕様は次のとおりである。
シェル１：内容積約1,000Ｌ、内径1,000ｍｍ、シェル本体内高約1,100ｍｍ。
チューブユニットＵ１〜Ｕ３：総伝熱面積約39ｍ²、総チューブ内容積約70Ｌ。
熱交換チューブ：チューブユニット毎に、外径12ｍｍ，内径10ｍｍ，長さ約32ｍの ＰＦＡチューブ11本、各１本を18巻回の横渦巻き状の１段として上下11段に配 置。
１，３段目のバッフル：外径980ｍｍ、中央穴径300ｍｍ。
２段目のバッフル：外径780ｍｍ、中央穴径180ｍｍ。
４段目のバッフル；外径780ｍｍ、中央穴径10ｍｍ。

上記構成のシェルアンドチューブ型熱交換器において、入口ヘッダーより第一流体Ｌ１として２０℃の低温酸性溶液を流量1,667ｋｇ／ｈで導入し、下側のチューブユニットＵ３→接続用ヘッダー→中間のチューブユニットＵ２→接続用ヘッダー→上側のチューブユニットＵ１→出口ヘッダーの経路で通過させると共に、シェル上側の供給口より第二流体Ｌ２として温度１０１℃の高温酸性廃液を流量1,667ｋｇ／ｈで供給する向流方式で熱交換処理を行ったところ、出口ヘッダーより導出する第一流体Ｌ１は７０℃まで昇温し、シェル下側の排出口より排出する第二流体Ｌ２は５１℃まで冷却されており、交換熱量は83,350kca/h(計算値)であった。この熱交換における流体経路図を図１１（ａ）に、同操作線図を図１１（ｂ）にそれぞれ示す。この場合、両流体Ｌ１，Ｌ２は、チューブユニットＵ１〜Ｕ３における局所的には十字流の熱交換であるが、全体として向流に近い形での熱交換になることに加え、熱交換処理例２と同様に、図１１（ｂ）で示す特殊な操作線になるため、非常に高い熱交換効率で大きな交換熱量が得られている。

１ シェル
２ 熱交換チューブ
２ａ，２ｂ 延出端部
２０ 中央空間
３Ａ 入口ヘッダー
３Ｂ 出口ヘッダー
３Ｃ 接続用ヘッダー
５Ａ 給排口（供給口）
５Ｂ 給排口（排出口）
６Ａ〜６Ｃ バッフル
６１〜６３ 中央穴
７Ａ，７Ｂ チューブ支持体
Ｌ１ 第一流体
Ｌ２ 第二流体
Ｕ１〜Ｕ３ チューブユニット

Claims (6)

1. シェル内に複数のチューブユニットが上下配置で装填され、
   各チューブユニットは、複数本の熱交換チューブを各々横渦巻き状に巻回して上下複数段に配置したドーナツ形をなし、
   シェルには、チューブユニットのチューブ内に流通させる第一流体の入口ヘッダー及び出口ヘッダーと、上下に隣接するチューブユニット同士のチューブ内流路を連通させる接続用ヘッダーとが付設され、
   各チューブユニットより延出する熱交換チューブが前記ドーナツ形の中央空間を通して入口ヘッダー及び出口ヘッダーと接続用ヘッダーのいずれかに接続され、
   シェル内空間に流通させる第二流体の供給口がシェルの上下一方側に、同排出口がシェルの上下他方側に、それぞれ設けられ、
   入口ヘッダーから流入する第一流体を、最下位又は最上位のチューブユニットから順次に接続用ヘッダーを介して次位のチューブユニットへ送り込んで出口ヘッダーへ導出することにより、シェル内空間に流通する第二流体と熱交換させるように構成されてなるシェルアンドチューブ型熱交換器。
2. 第一流体が液体であり、該液体を最下位のチューブユニットから順次に接続用ヘッダーを介して上位のチューブユニットへ送り込むように構成されてなる請求項１に記載のシェルアンドチューブ型熱交換器。
3. 上下に隣接するチューブユニット間、ならびに最上位のチューブユニットの上側と最下位のチューブユニットの下側とに、第二流体の上下方向の流れにシェル半径方向の変化を与える板状のバッフルが配置されてなる請求項１又は２に記載のシェルアンドチューブ型熱交換器。
4. 各チューブユニットにおける熱交換チューブ群が縦断面で千鳥配列をなす請求項１〜３のいずれかに記載のシェルアンドチューブ型熱交換器。
5. 熱交換チューブがフッ素系樹脂からなり、シェル及び各ヘッダーが耐蝕性の内表面を有し、シェル内の各配置部材がフッ素系樹脂製もしくは表面に耐蝕性のコーティング又はライニングが施されたものからなる請求項１〜４のいずれかに記載のシェルアンドチューブ型熱交換器。
6. 第一流体と第二流体の一方が高温の腐食性液体、他方が低温液体である請求項５に記載のシェルアンドチューブ型熱交換器。

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