JPS58500210A - 少なくとも１種のガス媒体を高速度で流過させる熱交換器による熱線束密度の向上方法およびこの方法を実施する熱交換装置 - Google Patents

Abstract

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Description

【発明の詳細な説明】 少なくとも１種のガス媒体を高速度で流過させる熱交換器による熱線束密度の向 上方法およびこの方法を実施する熱交換装置本発明は、少なくとも１種のガス媒 体を高速度で流過させる熱交換器による熱線束密度の向上方法およびこの方法を 実施する熱交換装置に関するものである。

空冷式ＰＫＷモータの衰退により、近年、自動車室内を加熱する目的で廃ガス熱 を利用することが著しく後退するようになった。水冷式モータを使用する場合は 冷却水による容易な加熱が可能であるが、自動車構造において燃料消費を節約す る一連の手段のためモータの冷却熱の放出が増々少なくなりつつある。このよう に、特に効率的なモータの場合には、付加的加熱源の導入により向上させねばな らない熱源の欠乏が生じている。

冷媒に対するモータの熱放出を高めるため廃ガスを蓄積することが知られている が、これによるとモータの燃料消費および廃ガスの温度ならびに有毒物質の放出 が高まる。上記の熱源不足を充足するためまた実現しつる唯一の利用可能な廃熱 源は廃ガスの熱である。廃ガス熱をガス−水の熱交換器を介して獲得し、すなわ ちこれを自動車の加熱系および冷却系に一体化させれば、まだモータの温度水準 を高めることにより燃料消費および廃ガス放出におけるプラスの影響が可能であ る。

たとえば熱膨張による熱亀裂および凍結防止剤の分解のような廃ガス熱交換器に おいて従来存在する問題の幾つかは、廃ガスー水の熱交換器を廃ガス系に対しバ イパスとして稼動させかつ熱効率が必要となった時のみ廃ガスにより稼動させる ことにより克服されている。この場合、熱交換器は常に水でフラッシュされ、か くしてほぼ一定の温度に保たれる。

しかしながら、重要な問題、すなわち廃ガスの利用可能な廃熱とモータ性能との 関係が残されている。これは、ディーゼルエンジンおよび内燃エンジンの場合、 最高効率と空運転との間において約２００：１の比率で変動する。モータの冷媒 によシ伝達され順次に室内の加熱に利用される熱量も同様にモータの効率に関係 し、廃ガス中の利用しうる廃熱が最少である場合には、最大限の付加的な加熱効 率が必要とされる。

このことは、比較的大きい面積すなわち大容積かつ高重量の熱交換器をもたらす 。この傾向は、自動車重量を減らしそれに関連１−で使用空間を縮小しようとす る努力に逆行するものである。他方、モータ効率がより低い場合は廃ガス量だけ でなく廃ガス温度も低くなるので、他の手段により熱線束密度を高めるという要 望が存在する。

一つの有効な手段は、廃ガスの流過する熱交換器表面に沿って廃ガスの速度を高 めることである。流速を高めるにつれてに一層とも呼ばれる伝熱係数も上昇し、 この値は特に気体の場合、流速の関数である。このに−値には、熱交換器のコス ト、構造容積および重量が大いに関係する。

しかしながら、ガス速度の上昇は経済的に限界がある。流速を高める九は流れ断 面積を小さくする。流速を高めるにつれて必要とされる一層高い圧力差を生せし めるには、ガスを輸送する作用をするブロワ−ならびにこのブロワ−を駆動する モータをそれに応じて酷使せねばならない。さら（で、より多量のエネルギー消 費による運転コストも相当（で高くなる。

自動車、特に自家用ワゴン車に搭載する場合、熱交換器において流速を高める手 段は特に重いものとなる。装置上の変更により価格、重量および構造容積がマイ ナスの影響を与える。

熱交換器の運転に必要とされるブロワ−エネルギーの調達には、他の手段が必要 とされる。先ず、必要とされるブロワ−性能をブロワ−モータに付与しうるよう 確保せねばならず、これには発電機の強化が必要となって重量上の欠点ならびに 構造容積の不利な増大をさらに伴なうであろう。しかしながら、・高圧縮性能の ブロワ−を運転する際最も重要な因子は、必要とされるモータ性能を得る際特１ （不利な効率である。先ず、流過速度を高めるのに必要とされる圧縮エネルギー を何倍も高めねばならない。したがって、自動車における効率は極めて不利にな る。何故なら、効率の悪い多数の装置を互い（Ｃ何台も接続するからである。こ の連鎖状態は次の成分から構成される：より高い圧縮エネルギーＸロータリーブ ロワ−の不良な効率×ブロワーモータの不良な効率×発電機の不良な効率×自動 車モータの不良な効率。

自動車モータにおける損失の１部は加熱目的に回収しうるが、発電機、ブロワ− モータおよびブロワ−自身における損失をも全体的に考慮すべきである。

この理由から、高速度を有する自動車用の熱交換器を使用することは従来不経済 と見なされている。このため、できるたけ低い圧力損失をもって、すなわちでき るたけ低い流速をもって自動車における熱交換器を運転するための使用上の基準 が生じた。このことから、２０〜５０ワット／ｍ２７０Ｋ　の慣用の伝熱係数（ ｋ−値）が生じた。

ピストンエンジンを備える自動車の廃ガス熱交換器をエンジンの排気系に直接連 結して自身のブロワニの使用を不必要にすることが知られている。熱交換器を低 圧力かつ低流速で運転する慣用の基準に基づいても、これら熱交換器は慣例通り に設置される。これは、下記するように根拠のない先入観の結果である。さらに 、上記の諸問題は、高い熱線束密度が得られる熱交換器を使用すれば、克服しう ろことが示された。

自動車エンジンの冷却器は、現在まだ必要とされる重量および構造容積に関し燃 料の節約傾向に対抗する熱交換器である。燃料を節約するには、自動車重責と自 動車の空気抵抗を減少させることが望ましい。したがって、より軽量の小型冷却 器に対する要望が生ずる。この要求は、冷却器として作用する熱交換器の熱線束 密度を高めることに相当する。

したがって本発明の目的は、少なくとも１種のガス媒体を高速度で流過させる熱 交換器の熱線束密度を経済的１ｃ高めることを可能にし、すなわち工学的設備な らびにエネルギー、重量および空間要求に関し、高圧および／または高流速を得 るだめのコスト上の浪費を避けることである。高い重量および空間の要求を避け ることは、特に自動車への応用に好ましい。

上記目的は、本発明によれば、冒頭に記載した方法においてガス媒体を加速する だめのエネルギーを内燃エンジンの廃ガスから取り出すことにより達成される。

かぐして、低い装置コストおよび少ないエネルギー消費で足り、かつエネルギー 消費を廃エネルギーで賄うエネルギー源が見出された。

好ましくは、本発明の解決策は自動車暖房用の熱交換器に使用される。好適具体 例は、廃ガスのエネルギー含量を高めるため廃ガスを遮断（’５ｔａｕｅｎ　） することにある。熱エネルギーの付加的要求は、特にモータ負荷が低、い場合に 生ずる。

本発明による解決策は、慣用の熱交換器における関係を逆転させて、モータ負荷 がより低い場合には高い熱線束密度が得られ、かつ平均的モータ負荷の場合には できるだけ低い熱線束密度を得ることが可能となる。

遮断により廃ガス昌、変が高まり、このことは廃ガス熱交換器の場合著しく有利 であり、他方において冷却水温度も高まり、このことは通常の自動車暖房におい てプラスに作用する。

熱交換器の入口における遮断を行なえば、モータ効率の低い場合にも熱交換面に 沿って廃ガスの高速度が得られ、かつモータ効率の高い場合には遮断を取り除く ことにより低速度が得られる。高速度を実現するの（Ｃ必要とされるフンプレツ サ効率は、モータ自身によりガスの遮断を介して得られる。

モータ負荷が低い場合、廃ガスを遮断することにより廃ガスの密度と温度とが上 昇し、このことは熱移動をさらに促進する。さらに、モータの冷媒に対する熱放 出も高まる。

さらに本発明の好適具体例によれば、運動エネルギーを放出するだめの内燃エン ジンの廃ガスはガス媒体を加速する輸送装置によって案内される。この場合、冷 媒を冷却する熱交換器へガス媒体を流過させる方法において、さらに好適な具体 例によれば、所定の冷媒温度を越えた際輸送装置を作動させる。

慣用構造の廃ガス熱交換器は、モータ負荷が高くなる程かつその使用が少なくな る程効率的となり、モータ負荷が低くなる程、したがってその使用が多くなる程 非効率的になるという欠点を有する。

自動車暖房用の熱交換器に対しおよび内燃エンジン冷却用の熱交換器に対し熱線 束密度を高めるためエンジン廃ガスの廃エネルギーを使用することは、モータ負 荷が低い場合暖房用の熱要求がより高くなる反面この運転状態においては冷却器 における熱線束密度の上昇を必要としないので、特に好適であることが判る。他 方、モータ負荷が高い場合には冷却器における熱線束密度を高めることにより冷 却効率を向上させることが望ましい反面、この運転状態では付加的暖房エネルギ ーの要求が生じない。上記の両運転状態の間には一般に平均的運転状態が存在し 、この場合は冷却効果の上昇も暖房効果の上昇も必要でない。

本発明の好適具体例は、本発明の方法を実施するため廃ガス用の流路に介装され た熱交換器を備える熱交換器装置からなり、この場合、本発明によればこの流路 に熱放出媒体用の開閉自在な遮断装置を介装する。特に合理的な具体例によれば 、熱交換器のガス媒体用の流路を、熱交換器に対するガス媒体の入口と出口との 間で圧力差が０．０１〜０５バールとなりかつこの領域における流速が５０〜２ ００ｒｒＶＳｅＣ０となるよう寸法決定する。

その寸法において従来の熱交換器とは相違するこの種の熱交換器は、特に自動車 に使用する際の熱交換器装置に適している。何故なら、自動車は特に平均的モー タ負荷の範囲に設計されるからであり、この場合一方ではモータの冷媒に対する 熱放出が暖房用を賄うには各週ぎず、か□つ他方では廃ガス中の廃熱たけて暖房 不足を賄うのに充分であり、したがってこの運転状、櫟では遮断装置を使用する 必要はまたない。上記のように寸法決定した熱交換器は従来の熱交換器に比較し て向上した流速のため極めて強力に作用し、ｌ−たがってこれを以下「強力熱交 換器」と呼ぶ。強力熱交換器の運転に必要とされる廃ガスの圧力上昇には、何ら の廃ガス系およびエンジン系における装置上の変更を要しない。廃ガス圧縮用の エネルギーはモータ自身から与えられる。廃ガスの圧縮によりエンジンにおける 燃料消費がより多くなるが、これは僅かである。何故なら、ピストンエンジンの 圧縮効率はロータリコンプレッサよりもずっと大きいからであり、またブロワ− を駆動するための電動モータがなく、その結果発電機の必要性もなく、しかも約 １０係の輻射熱損失と見られるようなエンジン損失が可使用熱に変換されるから である。したがって、エンジンの燃料消費はほんの僅かしか増大せず、測定精度 の範囲内で無視しうる程度に過ぎない。廃ガス系およびエンジン系における装置 上の変更は必要でない。

強力熱交換器は、モータ負荷が低い場合、一方では廃ガスの低温度によりかつ他 方では伝熱係数の低下により殆んど無作用である。この場合、モータ負荷が低い と廃ガス容積が少なくなりその結果流速も減少し、したがってに−値を制限する ので、ｋ−値の低下が生ずる。勿論、流過抵抗が低いので燃料消費の増大も全く 生じない。モータ負荷が高い場合には、この関係は全く逆転する。ここでは、廃 ガス容積と廃ガスの温度とが平均的負荷の場合よりも相当高くなる。これにより 、廃ガス系において極めて高い熱の放出が生ずると同時に熱交換器の極めて高い 効率も生じ、これは高い流速の結果もたらし、次いでこれはさらに摩擦作用によ り補完されると共に、高速度から生じた廃ガス遮断と関連して廃ガスの高密度を もたらす。それを越えて一層高いモータ負荷の運転状態においては、モータの冷 媒に自動車暖房用の充分な廃熱が生じ、すなわちここでは廃ガス熱交換器の機能 は必要でない。モータ負荷が高い場合、強力熱交換器における熱の発生が極めて 多いため、熱交換器を迂廻して廃ガスを案内する手段を設けねばならない。この 運転状態に対する信号として、カルビュレータエンジンの場合はカルビュレータ の絞りフラップの位置が役立ち、また燃料噴射エンジンの場合は注入ポンプの制 御ロッドの位置もしくは廃ガスの温度が役立つ。

他方、モータ負荷が低い場合強力熱交換器が無用であるため、本発明によれば遮 断装置を使用せねばならない。強力熱交換器の使用により遮断装置が必要とされ るが、高流速を達成しかつそれによって高い伝熱係数を得るのに従来の熱交換器 と比較して強力熱交換器はずっと狭い流路断面積を有するので、構造容積が小さ くかつ１景も小さくなり、このことは燃料消費および装置コストに対する有利な 効果をもたらすという利点が生ずる。

遮断装置は、廃ガス用流路の任意の位置に配置することができる。しかしながら 、本発明の熱交換器装置の特に好適な具体例によれば、遮断装置を熱交換器領域 に設け、これを熱交換器における廃ガスの入口側に対しノズル装置の形態として そのノズルを廃ガス流が熱交換面へ向かうように指向させ、これてより熱交換器 壁部に沿った廃ガスの速度を相当（（高めると共に、より高い熱線束密度を与え かつより高いガス密度とより高い廃ガス温度とを生せしめる。

遮断を得るだめの他の可能性は、熱交換器における廃ガス用の流路を、入口と出 口との間で圧力差が０．１〜５バールとなりかつこの領域（ておける流速が１０ ０〜５００ｍ／ｓｅｃ、となるよう寸法決定することである。この熱交換器寸法 により流速は極めて高くなるので流動ガスにおける相当な速度勾配が生じ、その 結果摩擦が起ってガスの温度上昇をもたらすと共に熱移動の向上をもたらす。さ らに、極めて高い流速により比較的高度の蓄積が得られ、これもエンジンから到 来する廃ガスの温度をかなり上昇させる。さらに、廃ガスの密度が相当に高まり 、それてより伝熱係数も高まる。伝熱係数は、廃ガス密度の約０．８乗をもって 高捷る。内部摩擦のため、この熱交換器構造を以下「摩擦熱交換器」と呼ぶ。摩 擦熱交換器における熱線束密度に関し、次の因子か共働する：遮断効果による高 温度差、高密度による高伝熱係数、熱交換面に沿った高流速による高伝熱係数お よびガスの内部摩擦もしくは熱交換面に対するガスの摩擦による高い出産上昇。

本発明の他の好適実施態様は、特許請求の範囲の実施態様項に示す。

以下、添付図面を参照して本発明の熱交換器装置を実施例につきより詳細に説明 する。

第１図は本発明の方法を使用するための付加加熱を用いる自動車暖房系の略図で あり、 第２図は本発明の方法を実施するための熱交換器の第１実施例の略断面図であり 、 第６図は他の熱交換器の実施例の第２図（て対応する図であり、 第４図は本発明の方法を実施するのに適した熱交換器構造のさらに他の図であり 、 第５図は第４図と比較して若干変更した熱交換器の実施例を示す図であり、 第６図は熱放出媒体の流路に熱交換器を介装した略図であり、 第７図は本発明の方法を実施するのに特に適した熱交換器チューブの断面図であ り、 第８図は本発明の方法を実施するのに適した熱交換器構造のさらに他の図であり 、 第９図は遮断運転に切換える可能性を備えた以外は第８図と同様な構造を示す図 であり、 第１０図は冷媒を冷却する作用のガス媒体のための加速装置を備えた内燃エンジ ンの冷却系の略図であり、第１１図は第１０図と比較して変更され自動車暖房用 の熱交換器を連結した冷却系の実施例の略図である。

モータ効率が低い場合暖房を目的とする高い熱線束密度は、たとえばそれ自体公 知の管束熱交換器をモータ効率の高い場合に対する慣用の方法で設置することに より達成することができる。この場合、できるたけ低い流速とできるだけ小さい 面積に注意される。さらに、廃ガスは熱交換器チューブの内側を流れる一方、熱 を受ける冷媒はチューブの外側を流れると仮定する。このように設置された熱交 換器は、モータ効率の低い場合、極めて少ない熱を放出する。

第１図は自動車に対する付加加熱を備えた暖房系における低い場合熱線束密度の 相当な向上を得るため高効率の熱交換器を使用することを可能にする。

第１図において、参照符号１０は内燃エンジン、好１しくはディーゼルエンジン を示し、参照符号１２は・ＦＰ、焼用空気の供給を示し、参照符号１４は付加加 熱用の熱放出媒体として作用するエンジン廃ガスの流路を示し、これは排気系１ ６へ導出される。参照符号１８は冷却水ポンプ２０を備えた冷却水循環路を示し 、参照符号２２はブロワ−２４を備えた冷却用もしくは加熱用空気の導管を示し 、参照符号２６は加圧キャビンを示し、ここから前記冷却用もしくは加熱用空気 を参照符号２８に従って取り出し、参照符号３０は冷却水用の冷却器を示し、こ こで６２は冷却空気用の流路を示し、参照符号３４は恒温弁を示し、こｔｉは必 要に応じて冷却水を冷却水循環路１８から導管３６および戻し管３８を介して冷 却器３０に迂廻させる。参照符号４０は熱交換器を示し、これはブロワ−２４に より搬入された空気を冷却水を介して加熱し、参照符号４２は廃ガス熱交換器を 示し、これは導入路４４と導出路４６とを介してエンジン廃カスをバイパス系に 流過させることができ、この場合導入路４４と導出路４６との間で直接的流路１ ４中に配置された弁４８は閉鎖される。

モータ効率が高い場合、この付加加熱１て対し充分な熱が使用できる。モータ効 率が低い場合、加熱効果を向上させるため本発明の手段を用いる。これは、上記 したように、遮断装置を廃ガスの流路１４に接続して行なわれる。この速断装置 は種々の遮断個所に設けることができ、これにより遮断個所の選択は種々異なる 作用をもたらし、したがってこの遮断個所は実際の要求に応じて選択することが できる。

遮断個所をエンジン１０と廃ガス熱交換器４２の供給路４４との間の領域（第１ 図に参照符号Ａで示す）に１置すれば、それにより廃ガス昌変と冷却水の温度と が高められ、これは画然交換器４０および４２を介して自動車暖房に役立つが、 廃ガス熱交換器４２の領域における影響は大して生じない。

これに対し、遮断個所を廃ガス熱交換器４２における供給路４４の入口（参照符 号Ｂで示す）に配置すれば、廃ガス温変および冷却水温度の上昇が得られるたけ でなく、熱交換面に指向された遮断装置のノズル状の形態により熱交換器の領域 で作用する廃ガス密度の上昇と熱交換器の領域における廃カスの流速の増大も得 られる。

遮断を熱交換器４２自身内で得ることもでき、この場合には熱交換面をスロット ルとして使用する（第１図に参照符号Ｃで示す）。遮断個所Ｂと同様に、高い廃 ガス速度と廃ガスの高温度および高密度とが得られる。Ｂの場合と同様に、実質 的利点は、このようにして熱交換面に特に煤が付着しない状態に保ち得ることで ある遮断個所を廃ガス熱交換器４２と接続されている排出路４６（第１図に参照 符号りで示す）の個所に設置すれば、廃ガス温度の上昇と廃ガス密度の増大と後 膨張効果の良好な作用とが得られる。廃ガス熱交換器４２を流過する廃ガスは、 周囲よりも高い圧力を有する。

廃ガス熱交換器４２において熱を放出した後も、このガスは流入する冷却水の温 度よりも若干高い温度を有する。遮断個所りおよびこの遮断個所の背後において ガスは大気圧まで膨張し、それに応じて冷却される。これにより、大気中へ流出 するガスの温度を冷却水の導入温度以下にすることができ、したがって他の遮断 個所におけるよりも高い熱回収が可能になる。

第２図は、遮断個所Ｂに関する熱交換器構造を示している。

説明を簡略化するため、１本の熱交換器チューブのみを備える熱交換器を示すが 、この構造原理は後記の実施例におけると同様に多数の熱交換器チューブを備え る構造原理に基づくことができ、或いはさらに任意の形状Ω熱交換面に基づくこ ともできる。

第２図に示した熱交換器は円筒状外套５０を備え、ここに支柱５２および５４で 支持された熱交換器チューブを同心配置する。外套５０と熱交換器チューブ５６ との間には、冷却水用の空間５８が存在する。外套５０の１端部には入口部６゜ を設け、他端部にはエンジン廃ガス用の出口部６２を設ける。

さらに、熱交換器５６には、空間５８中へ開口する冷却水の導入および排出用の 接続部を設ける熱交換器５６には、廃ガス遮断を行なうのに適したノズル６６を 備えるノズル基部６４を設け、これは熱交換器チューブ５６の入口側に位置して 作動部材６８により熱交換器チューブ５６から上下動させることができる。

ノズル６６は、熱交換器チューブ５６上に位置するノズル基部６４において廃ガ スの流れが熱交換器チューブ５６の壁部へ最適に衝突するように配置される。こ の場合、ガス容積とノズル６６の断面積とに応じて、より大きいまたはより小さ い或いはより軽度のまたはより強度の廃ガスの遮断に調整してノズル流れを与え る。この遮断は、ノズルを介して熱交換器壁部に沿ったガス速度の上昇をもたら し、その結果高い熱線束密度ならびに高ガス密度および高温度をもたらす。強度 の遮断の場合、この作用は現象上顕著となり、次いで勿論エンジンの燃料消費な らびに冷却水への熱放出の増大に対する効果も顕著になる。

熱交換器チューブ５６の内部には逆流が存在し、これにより熱交換器チューブ５ ６の大きな内部断面にも拘らず高速度が実現され得る。何故なら、ノズル流れは 空間の１部、すなわち壁部近傍の領域のみを流過するからである。エンジン効率 を高め、次いで好ましくは自動的にノズル基部６４を上昇させて、入口部６０か らの廃ガスを熱交換器チューブ５６中へ直接に流入させ、これにより全チューブ に流過させることができる。かくして、平均的エンジン効率の設定条件は熱交換 チューブ５乙における流速を、ノズル基部６４が使用されるエンジン効率の低い 場合よりも小さくすることができる。

第３図に示した構造は、遮断操作から正常操作への無段移行或いはその逆（（適 した装置を図示している。第２図におけると同様、１本のみの熱交換器チューブ ７２を備えた熱交換器７０を示し、このチューブは外套７４に対し同心配置され ると共に、冷却水により囲繞される。熱交換器チューブ７２ば、流入側では流入 室７６に開口しかつ流出側では流出室７８に開口しており、この流出室には排出 路４６が接続される。

流入室７６は、この流入室７６中に開口する熱交換器チューブ７２の端部から離 間してノズル基部８０により遮断され、かつこのノズル基部８０により、熱交換 器チューブ７２と直接に接続された室部分７６ａと、熱交換器チューブ７２から 離間した圧縮室と呼ばれる室部分７６ｂとに分割される。圧縮室７６ｂから、ノ ズル基部８０中へ挿入されたノズル管８２を介して、壁部７２に対する方向への 流れを得ることができる。

導入路４４は流入室７６に達する前に大きい断面積を有する支流部８４と小さい 断面積を有する支流部８６とに分割さｎ、大きい断面積を有する支流部８４は室 ７６ａ中へ開口する一方、小さい断面積を有する支流部８６は圧縮室７６ｂ中へ 開口する。分枝位置にフラップ８８を設け、このフラップは熱交換器７０に対す る廃ガスの供給路を２つの支流部８４および８６に分割する。フラップ８８が支 流部８４を閉鎖すると、全廃ガス量は圧縮室７６ｂとノズル管８２とを介して熱 交換器チューブ７２中へ流入する。フラップ８８により支流部８６が閉鎖される と、全廃ガス量は室７６ａを介して直接に熱交換器チューブ中へ達する。フラッ プ８Ｂのそれぞれ任意の中間位置は廃ガス流れの対応する分配をもって調整する ことができ、しかも参照符号９０で図示した作動部材により行なうことかできる 。

フラップ８８が廃ガスを支流部８４を介して案内すると、熱交換器は通常の方法 で作動し、すなわち廃がスは多かれ少なかれ一様に熱交換器チューブ７２の断面 全体（Ｃ分配される。

フラップ８８が支流部８４を閉鎖すると、廃ガスに使用されていた流路の断面積 の縮小により廃ガスは遮断されて、より高い速度で熱交換器チューブ７２中へ流 入し、この場合流れはノズル管８２の位置により壁部へ指向され、かぐして熱の 流れを高めるように作用する。フラップ８８の中間位置においては、廃ガスのよ り小さな遮断が達成され、ノズル管８２のより小さな吹き込み作用が得られる。

蓄積および熱移動の上昇も同様に圧縮室７６ｂを介してのみの圧力操作の場合よ りも小さい。しかしながら、このよってしてエンジンに対するできるだけ小さな 逆効果において熱放出の無段調整が可能となる。

ノズル６６または８２のため、第２図および第６図による熱交換器は「ノズル熱 交換器」と呼ぶことができる。

第４図は流入室９４と流出室９６とを備える熱交換器９２を示しており、これら ２つの室９４と９６との間に大きい断面積を有する熱交換器チューブ９８とこれ に比較してかなり小さい断面積の熱交換器チューブ１００とが延在する。流入室 は調整自在なフラップ１０２を設けた隔壁１０４により２つの分室９４ａおよび ９４ｂに分割され、導入路４４に隣接した分室９４ａけ小さい断面を有する熱交 換器チューブ１００と直接に接続される一方、大きい断面積を有する熱交換器チ ューブ９８と接続された分室９４ｂはフラップ１０２が分室９４ａへ開放された 後に初めて到達することができる。フラップ１０２が開放されると、側熱交換器 チューブ９８および１００が流入路４４と接続され、ここでより小さい速度の流 れは熱交換器チューブ９８へ主として現われる。フラップ１０２が閉鎖されると 、流れは小さい断面積の熱交換器チューブ１００へと増大し、その結果対応する 遮断効果ならびに廃カスの密度および流速の増大がもたらされる。流入路４４と 流出路４６との間の圧力差は、「摩擦熱交換器」としてのこの運転状態において 、（）、１〜５ｚ？−ルであり、流速はＩ　Ｄ　Ｏ〜５００ｍ／ｓｅｃ、である 。

第５図は第４図による熱交換器と類似した構造を有する熱交換器１０６を示して いるが、この場合小さい断面積の熱交換器チューブ１００は中間室１０８に開口 し、そこから熱交換器チューブ１００の断面積と等しい断面積を有する熱交換器 チューブ１１０は流入室９４の分室９４ｂへ案内される。中間室１０８は壁部１ １２によって流出室９６から分離される。この構造は、利用しうる熱の発生が少 ない時間帯において特に大きな熱交換面を使用しうるという格別の利点を有する 。

第６図は、第１図に対応する図面において、廃ガス熱交換器が配置された流路１ ４の領域を示しており、この場合熱交換器７０（第３図）か示されている。この 配置において経費節約のため四方弁１１４が示されており、この弁は流路１４中 に介装されて、６つの流出路１．２および６ならびＶＣｌつの流入路４を備える 。流入路４は、付加加熱が行なわれていない場合、流出路１と接続される。他方 、流出路２もしくは６は廃カス熱交換器７０の所望の熱効率に応じて流入路４と 接続され、しかも小さい熱効率が望ましい場合は流出路２を介する流九が生ずる 。

上記したフラップ制御はバイメタルフラップと置き代えて、この系の自動調整を 行なうこともできる。

弁４８（第１図）の滑動部をバイメタルフラップとして形４）成することができ 、かくして所定温度を越えた場合弁を開放し、熱交換器に対する流れを減少させ ることができる。

第７図には熱交換器チューブ１１６の断面図が示されており、これに（ｄ内方お よび外方へ指向するリブ状の突出部１１８および１２０が設けられ、これにより 断面積に比して特に大きな熱交換面が得られる。

第８図は流入路４４と流出路４６とを備える熱交換器１２２を示しており、流入 路４４に隣接する流入室１２１と流出路４６に接続された流出室１２６との間に 熱交換器チューブ１２４を延在させ、これらチューブを支柱５２および５４で支 持する。

熱交換器チューブ１２４の断面積は流入室１２１と流出室１２６との間で圧力差 か００１〜０５バールとなりかつこの領域における流速が５０〜２００　ｍｌ″ −ｅｃ、となるように寸法決定される。したがって、この場合平均的モータ負荷 の場合、構造容積が比較的小さくかつ重量が比較的軽い際にも最適に作用する上 記の強力熱交換器が重要となる。

第９図は第８図に示した構造の変型を示しており、この場合流入室１２１は調整 自在なフラップ１０２が設けられた漏電１０４により２つの分室１２１ａおよび １２１ｂに分割され、参照符号１２６はこの熱交換器を示している。

平均的モータ負荷の場合、フラップ１０２が開放されて廃ガスの流７″Ｌは全熱 交換チューブ１２８　、１３０および１３２へ分配される。この場合、熱交換器 １２６は強力熱交換器として作用する。モータ負荷の低い方向へ移行するとフラ ップ１０２が閉鎖され、これにより全廃ガスは熱交換器チューブ１３２のみを流 過することができる。したかつて、この場合はチューブ１６２が上記性質を有す る摩擦熱交換器として作用するような流れ断面積の著しい減少をもたらす。この 熱交換器の技術的かつ経済的利点は、平均的モータ負荷の場合、エンジンの熱料 消費の認めつる増大なしに極めて小型のコスト上有利な熱交換器装置を使用する ことができ、かつモータ負荷の低い運転状態においても簡単な装置により必要と される加熱効率を達成することができ、さらにモータ負荷が高い場合には熱交換 器を遮断することにより熱交換器のオーバーヒートを含めて望ましくない逆効果 を除去しうることにある。

上記の実施例においては、個々の熱交換器構造を全て少数の熱交換器チューブで 図示して構造原理をできるたけ簡単に説明した。実用上は多数の熱交換器チュー ブを備えるよう著しく改変することができ、たとえば強力熱交換器は約６０本の チューブを備えることができる一方、摩擦交換器はたとえば長さを２倍にした６ 本のチューブを内蔵することができる。

かくして、たとえば第９図においてもチューブ１３２は１群のチューブの代表と 理解することができ、それらの全体において摩擦熱交換器としての運転に必要と される流れ断面積を与えることができる。

熱交換器の強度の汚染を避けるためには、極めて煤の多い運転状態の場合、廃ガ スを熱交換器を迂廻して導出するような制御部を熱交換器装置に設けることがで きる。

第１０図による配置によれば、内燃エンジン１５０を導管１５２および１５４を 介して冷却器１５６と接続し、この場合冷媒はエンジンから導管１５２を介して 冷却器１５６へ供給され、導管１５４を介して再びエンジンへ戻される。

冷媒を冷却するため、導管１５８を介して冷却器１５６へガス媒体好ましくは空 気が供給される。このガス媒体は冷却器１５６を通って導管１６０に達し、この 導管１６０はエンジン１５０の廃ガス導管１６２中へ挿入されたエゼクタポンプ の吸引側へ接続され、したがってエゼクタポンプ１６４を流過するエンジン廃カ スの流体エネルギにより吸引効果が得られ、この吸引効果はカス媒体を導管１５ ８および導管１６０を介して冷却器１５６中へ吸引することができ、それにより ガス媒体の流速および冷却器１５６の領域における熱線束密度を相当に高めるこ とができる。

エゼクタポンプＬ６４Ｆｉ開閉自在な導管（図示せず）Ｋより廃ガス導管１６２ から迂回させることができ、かくしてエゼクタポンプ１６４の吸引効果を必要と する場合のみ与えることができ、これはたとえば冷媒循環路における温度検知器 により自動的に行なうことができる。

第１１図は冷媒の冷却に役立つガス媒体、好ましくは冷却空気を加速するための 他の配置を示しており、ここで第１０図による構造と一致する部分は同じ参照符 号を有する。

ここで廃ガス導管１６２は三方弁１６６まで案内され、三方弁の出口は導管１６ ８を介して一般に参照符号１７０で示された自動車暖房用の熱交換器系と接続さ れ、他方の出口は導管１７２を介してエゼクタポンプ１７４と接続される。エゼ クタポンプ１７４の吸引側１７５は外気に接続され、この場合必要忙応じてさら に阻止弁１７６を設けることができる。エゼクタポンプ１７４の出口は導管１５ ８を介して熱交換器１５６に接続される。

導管１６０は外部へ導出される。この熱交換器系１７０は選択的に接続しうる迂 回導管１８０を備え、したがってエンジン１５０の廃ガスを熱交換器を迂回して 外部へ排出することができる。

第１１図に示した配置において、エンジン廃ガスは三方弁１６６の対応位置に応 じて熱交換器装置１７０を介し外部へ案内されるか、或いは三方弁１６６の切換 によりエゼクタポンプ１７４を介し熱交換器１５６へ供給され、エゼクタポンプ １７４の領域においては外気が吸引され、かつ相応する高速度をもって熱交換器 １５６へ供給される。

この装置に阻止弁１７６をその吸引側１７５へ設ければ、エンジン１５０の操作 温度が低い場合、外気の吸引を防止することができ、かくして熱交換器１５６に は導管１５８を介してエンジン廃ガスのみを供給し、冷却系を迅速に必要操作温 度にすることができる。所望の操作温度に達したら（これは温度検知器により測 定することができる）、ただちに阻止弁１７６を開放して外気を吸引する。

モータ負荷が高くかつ遮断装置により熱交換器装置を操作する場合、エンジンの 過負荷を防止するため、ならびに突然の加速の際できるたけ大きいエンジン効率 を与えるため、遮断装置の前における廃ガスの遮断圧力を測定して、所望の遮断 圧を越えた場合にこの遮断装置を外すことができ、その後これにより得られた遮 断圧力が少なくともほぼ完全に低下した時、再び遮断装置を作動させることがで きる。また、遮断圧力を制限するため自動圧力制限器を設けることもできる。

手続補正書（方力 昭和５７年１１月２テ日 特許庁長官　若杉和犬　殿 １、事件の表示 ＰＣＴ／ＤＥ８２１０００２０ ２、発明の名称 ３　補正をする者 事件との関係　特許出願人 名称　シャツ゛人オスカル （国籍）　（ドイツ通使挨決和国　） ＋１１　ｉ！ｉ正な図面の翻訳文Ｊ１駈添付国　際　調　査　報　告 １１゜ ζ− ド 」

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １　少なくとも１種のガス媒体を高速度で流過させる熱交換器の熱線束密度を高 める方法において、このガス媒体を加速するだめのエネルギーを内燃エンジンの 廃ガスから取出すことを特徴とする熱線束密度を高め本方法。 ２、廃ガスのエネルギー含量を高めるため廃ガスを遮断することを特徴とする請 求の範囲第１項記載の方法。 ろ　熱交換器中を通して温度を変化させる媒体の温度を測定し、上限値を越えた 際遮断装置を廃ガスの流路から自動的に外し、かつその下限値を越えた際自動的 に接続することを特徴とする請求の範囲第２項記載の方法。 ４　廃ガスの温度を測定し、所定温度を越えた際、遮断装置を廃ガスの流路にお いて自動的に外すことを特徴とする請求の範囲第６項記載の方法。 ５　ガス媒体を内燃エンジンの廃ガスにより形成することを特徴とする請求の範 囲第１項乃至第４項のいずれかに記載の方法。 ６　運動エネルギーを放出するだめの内燃エンジンの廃ガスを、輸送装置を介し てガス媒体の加速のため案内することを特徴とする請求の範囲第１項乃至第４項 のいずれか（Ｃ記載の方法。 Ｚ　モータ回転数とモータ負荷とにより影響を受ける遮断装置前方の廃ガスの遮 断圧力を測定し、所定の遮断圧力を越えた際遮断装置を外し、かつ遮断装置によ り作用される遮断圧力が少なくともほぼ完全に低下した際初めて遮断装置の接続 を再び開始することを特徴とする請求の範囲第５項記載の方法。 ８、遮断圧力を圧力制限器により自動的に所定圧力まで制限することを特徴とす る請求の範囲第５項記載の方法。 ９　遮断圧力を圧力制限器により所定限界値を越えた際自動的に阻止し、かつ遮 断圧力を上昇させるための圧力制限器を遮断装置により作用される遮断圧力が少 なくともほぼ完全に低下した際初めて再び接続することを特徴とする請求の範囲 第５項記載の方法。 １０、圧力制限器の開放の際ここを流過する廃ガスを、連接された熱交換器を通 しまたは直接にエンジンの廃ガス導管中へ選択的に流入させることを特徴とする 請求の範囲第８項または第９項記載の方法。 １１、冷媒を冷却するため熱交換器１てガス媒体を流過させるに際し、所定の冷 媒温度を越えた際輸送装置を接続することを特徴とする請求の範囲第６項記載の 方法。 １２　廃ガス用の流路に介装された熱交換器を備える請求の範囲第１項記載の方 法を実施するための熱交換器装置において、この流路（１４）中に熱放出性媒体 のための開閉自在な遮断装置（６４，８０，１００，１１０，１３２）を介装す ることを特徴とする熱交換器装置。 １６、熱交換器（１２２，１２６）におけるガス媒体の流路（１２４；１２８， １６０，１３２）を、熱交換器に対するガス媒体の入口（４４）と出口（４６） との間で圧力差が００１〜０．５バールとなりかつこの領域にて流速が５０〜２ 　Ｑ　Ｑ　ｍ／　ｓｅｃ　、となるように寸法決定することを特徴とする請求の 範囲第１２項記載の熱交換器装置。 １４　第１の熱交換器（９８；１２８，１３０）と第２の熱交換器（１００，１ １０；１３２　）とを互いに平行に配置しかつ選択的に廃ガスの流路（１４）中 に挿入し、これにより第２の熱交換器（１００；１００，１１０；１ろ２　）の 流路を遮断装置として形成することを特徴とする請求の範囲第１２項記載の熱交 換器装置。 １５、画然交換器（９８，１００，１１０，１２８，１３０，１３２＞または遮 断装置として形成された第２の熱交換器（１００，１００゜１１０；１３２）の みと選択的に廃ガスの流路（１４）中へ挿入しうろことを特徴とする請求の範囲 第１４項記載の熱交換器装置。 １６、遮断装置として形成された第２の熱交換器（１００；１００゜１１０）に おいて廃ガス用の流路を、廃ガス入口（４４）と廃ガス出口（４６）との間で圧 力差が０１〜５バールとなりかつこの領域における流速が１００〜５００ｍ／ｓ ｅｃ、となるように寸法決定することを特徴とする請求の範囲第１４項または第 １５項記載の熱交換器装置。 １７　画然交換器が、入口（４４）と出口（４６）との間で圧力差が００１〜０ ５バールとなり、かつこの領域における流速が５０〜２００　ｍ／ｓｅｃ、とな るよって共通して寸法決定された廃ガス用の流路を備えることを特徴とする請求 の範囲第１６項記載の熱交換器装置。 １８　遮断装置としてノズル装置（６６，８２）を熱交換器（４２゜７０）にお ける廃ガス入口側（、！１４．６０　）に設け、そのノズルを廃ガス流れが熱交 換面（５６，７２）に向うように指向させることを特徴とする請求の範囲第１２ 項記載の熱交換器装置。 １９　ノズル装置（６６，８２）を廃ガスの流路（１４）中へ選択的に挿入しう ろことを特徴とする請求の範囲第１８項記載の熱交換器装置。 ２０　廃ガスの流路（１４）中へ１つの入口（４）と６つの出口（１，２，３） とを備える四方弁（１１４）を介装し、第１の出口（１）は熱交換器を迂回し、 第２の出口（２）は廃ガスを第１の熱交換器または第１および第２熱交換器に案 内し、第６の出口（３）は廃ガスを第２の熱交換器のみへ案内することを特徴と する請求の範囲第１４項または第１０項のいずれかに記載の熱交換器装置。 ２１、廃ガスの流路（１４）中へ廃ガス用の１つの入口（４）と６つの出口（１ ，２，３）とを備える四方弁（１１，ＩＩ）を介装し、第１の出口（１）は熱交 換器（７０）を迂回し、第２の出口（２）は廃ガスをこの廃ガス用に設けた熱交 換器（７０）の流路（７２）へ直接に案内し、かつ第６の出口（３）は廃ガスを この流路（７２）におけるノズル装置（８２）へ案内することを特徴とする請求 の範囲第１８項記載の熱交換器装置。 ２２、極めて煤の多い運転状態の際、熱交換器を迂回して廃ガスを排気するのに 適した制御部を設けることを特徴とする請求の範囲第１２項記載の熱交換器装置 。 ２３４　画然交換器（１００，１１０，９８）を直列に接続しうろことを特徴と する請求の範囲第１５項記載の熱交換器装置。 ２４、選択的に接続しうるスロットル位置（Ｄ）を、熱交換器を介して案内され る流路（１４）の支流部において熱交換器（４２）の下流に配置することを特徴 とする請求の範囲第１２項乃至第１８項のいずれかに記載の熱交換器装置。 ２５、冷媒用の流路に介装された熱交換器を備え、この熱交換器は冷媒の冷却用 として作用するガス媒体のための流路を備えてなる請求の範囲第１項記載の方法 を実施するための熱交換器装置において、エンジン廃ガスにより作動しつるガス 媒体用の輸送装置（１６４，１７４）を熱交換器（１５６）に配設することを特 徴とする熱交換器装置。 ２６、輸送装置がエゼクタポンプ（１６４）であり、その駆動媒体用の入口をエ ンジン廃ガス導管（１６２）と接続し、かつその吸引部を熱交換器（１５６）の ガス媒体用の出口（１６０）と接続することを特徴とする請求の範囲第２５項記 載の熱交換器装置。 ２７、輸送装置がエゼクタポンプ（１７４）であり、その駆動媒体用の入口をエ ンジン廃ガス導管（１６２）と接続し、その出口を熱交換器（１５６）のガス媒 体用の入口（１５８）と接続し、かつその吸引部をガス媒体用の供給源と接続す ることを特徴とする請求の範囲第２５項記載の熱交換器装置。 ２８、吸引部を外気と接続しうろことを特徴とする請求の範囲第２７項記載の熱 交換器装置。 ２９　吸引部を阻止しうることを特徴とする請求の範囲第２７項または第２８項 記載の熱交換器装置。