JPS5928206Y2 - 熱交換器 - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 本考案は高温流体の保有する熱エネルギーの可及的にし
て有効な回収をなし得る一方、その有効な回収で低下し
た高温流体の温度を所要温度まで低下させる機能を一体
的に形成して成る熱交換器に関する。

従来知られている熱交換器は高温流体例えば圧縮機から
の圧縮空気の保有する熱エネルギーを、一系統とされた
水等の熱媒体で吸収して熱交換するものであった。

従って、この形式の熱交換器を用いて圧縮機等の排熱を
回収しようとする場合、排熱回収系で得られる水等の熱
媒体は熱的種類については唯一つしわ得られなかった。

換言すれば、排熱回収を如何にすれば良いかという観点
からのみ考慮が払われているに過ぎず、回収された排熱
利用側への配慮が全くなかった。

即ち、吸収すべき熱量のみに注意が払われていたため、
熱を吸収した水等の熱媒体温度は利用側からみると低く
、加温された熱媒体の利用性が乏しく、熱媒体の総熱量
に比しその熱媒体の多目的利用が拓かれないま１にある
。

本考案の目的は単一の外殻内に形成された高温流体通路
に対して少なくとも２つの吸熱性熱媒体通路を、そこへ
供給される熱媒体条件との兼合いで、吐出熱媒体温度に
差違を生せしめるように形成し、以って従来の熱交換器
の有していた欠点を可及的に解決した熱交換器を提供す
るにある。

以下、添付図面を参照して、本考案の好適一実施例を説
明する。

第１図は本考案を実施した熱交換器１を示す。

２は熱交換器１の外殻で、その外殻２内に高温流体通路
Ｓが形成されている。

Ｓｉはその流入口を示し、Ｓｏは流出口を示す。

高温流体通路Ｓは例えば圧縮機の高温空気（ガス）を流
通させるものである。

この高温空気通路の上流側に第１の吸熱性熱媒体通路Ｗ
１が形成され、この第１の熱媒体通路Ｗ１の下流側に第
２の吸熱性熱媒体通路Ｗ２が形成されている。

これら第１及び第２の熱媒体通路Ｗ１及びＷ２のための
仕切壁３である。

仕切壁３の左側即ち上流側が一次クーラ１ｆで、その右
側即ち下流側が二次クーラ１ｓである。

第１の熱媒体通路（以下、冷却水通路について説明する
。

）Ｗｌは冷却水流入口Ｗ１ｉから一次りラーの流入水室
Ｗ０、そして通水管ＷＰを経て済流出水室Ｗ１２から冷
却水流出口Ｗ１ｏへ形成されている。

第２の熱媒体通路（以下、冷却水通路について説明する
。

）Ｗ２は冷却水流入口Ｗ２ｉから二次クーラの流入水室
Ｗ２１、そして通水管ＷＰｅ経て流出水室Ｗ２２から冷
却水流出口Ｗ２ｏへ形成されている。

又、各クーラの流入氷室と流出氷室との間に水返し用水
室を形成するために、熱交換器１の中央部に水平な仕切
り壁が設けられている。

−次クーラ１ｆ及び二次クーラ１ｓともに冷却水パス数
は図示の如く４パス又はそれ以上に構成する。

これは冷却水流速の低下から来る通水管ＷＰ壁の熱伝達
率の低下を補償しつつ通水管内での異物の堆積を防止す
るためである。

−次クーラの伝熱面積は、第１の冷却水通路Ｗ１ を経
て流されろ水速にもよるが、熱交換器１で熱交換される
全熱エネルギーの予じめ決められた割合例えば約半分程
度が一次クーラで熱交換される如き大きさに定められる
。

これは冷却能力が同等である従来の一冷却水系統式熱交
換器の伝熱面積の約３０％に相当する。

又、二次クーラの伝熱面積は４却能力が同等である従来
の一冷却水系統式熱交換器の伝熱面積の予じめ決められ
た割合例えば８０％の伝熱面積に定められる。

ここで、冷却能力が同等であるとは入口温度が同じであ
り、同流量の高温空気（ガス）を通過させた場合にその
出口温度が同じ温度まで冷却されることを意味する。

上述の如く一体に形成された二冷却水系統式熱交換器１
を、例えば圧縮機で圧縮されて高温の圧縮空気の保有す
る熱エネルギーの熱交換に用いた場合を説明する。

従来公知の一冷却水系統式熱交換器の冷却水入口温度を
ＴＷｌとし、その出口温度’ｔＴｗ２とし、入口空気温
度をＴａｌとし、出口空気温度をＴａ２とすれば、この
熱交換器での対数平均温度差Ａｔはイ、−（ｔａ・−鴇
）＝（ｔ、ａ・−１”・）−１０，（１）ｌｎｔ ａ、
−ｔｗ２ ｔａ２−ｔｗ。

で表わされる。

上式ｌの関係は第１図に示す二冷却水系統式熱交換器に
かける一次クーラにもその１ま当て嵌する。

−次クーラの冷却水入口温度をＴｗ１′とし、その出口
温度をＴｗ２′とし、−次クーラへの入口空気温度ヲＴ
ａ１′とし、その出口温度ヲＴａ２′とすれば、−次ク
ーラでの対数平均温度差Ａ ｔ’ばと表わされる。

式１と式２に釦いて、Ｔａ２′〉Ｔａ２であることから
、Ｊｔ’＞Ａｔ である。

そして、−次クーラの伝熱面積を上述の如き大きさに作
シ、−次クーラへ給水される水量を比較的小量例えば上
述の如く同一の冷却能力を有する一冷却水系統式熱交換
器で必要とする冷却水量の約８％とすれば、利用度の高
い温度例えば８０°Ｃの温水が一次クーラ１ｆから得ら
れる。

又、このような高温の温水を造水する一次クーラで冷却
された空気（ガス）は二次クーラ１ｓで更に冷却される
。

同等の冷却能力を有する一冷却水系統式熱交換器がこの
出口空気温度と同じ出口空気温度の空気を第２図の二冷
却水系統式熱交換器１の上述の如き伝熱面積を有する二
次クーラの出口から得るためには、二次クーラ１ｓへ通
水されるべき冷却水流量は上述と同様間等の冷却能力を
有する一次冷却水系統式熱交換器で必要とする冷起水流
量の約５０％で足りた。

従って、熱交換器１からは高温の温水を得、然もその出
口温度を従来の同等の熱交換器と同程度に保つにはこの
従来の熱交換器で必要とした冷却水流量の約６０％の流
量を必要とするに過き゛ない。

本考案の二冷却水系統式熱交換器を３数式圧縮機Ｃに用
いて排熱を回収する例が第２図に示されている。

Ｃ１，Ｃ２、及びＣ３は夫々、圧縮機Ｃの第１段、第２
段及び第３段である。

Ｃ１２が第１段Ｃ１と第２段Ｃ２とを連通ずる圧縮空気
送路（圧縮気体送路）であり、Ｃ２３はＣ２＋とＣ３と
を連通ずる圧縮空気送路であり、Ｃ３ｏは吐出管である
。

これらのＣ１２ｊ Ｃ２３及びＣ３０に上述した二冷却
水系統式熱交換器が介設されている。

これらの熱交換器はＥｌ、Ｅ２、及びＥ３で示し、それ
らの−次クーラ及び二次クーラは夫々、Ｅｌ、及びＥ１
２゜Ｅ２１及びＥ２２１．並びにＥ３１及びＥ３２で示
す。

各−次クーラＥ１１１ Ｅ２□、及びＥ３１の冷却水入
口は冷却水供給管Ｗ１へ、又その出口は温水供給管Ｗ２
へ並列に連続されている。

Ｗ２は高温水利用設備（図示せず）へ連通されている。

各二次クーラＥ１２１ Ｅ２２及びＥ３２の冷却水入口
はクーリングタワーＣＴの冷却水ポンプＣＷＰの吐出口
へ、又その出口はクーリングタワーＣＴの散水管へ並列
に連通されている。

このように本考案の二冷却水系統式熱交換器１が用いら
れた場合にも、熱交換器１が１だけ用いられた場合と同
様の作用効果を、その個々の熱交換器が呈する。

従って、高温例えば８０℃の温水量が３倍に増し、冷却
水流量は同一の冷却能力を有する従来の一冷却水系統式
熱交換器を３個用いた場合に必要とする冷却水流量より
も約り０％少なくて済む。

上記実施例の熱交換器に釦ける各冷却水通路が高温の温
水を得つつ熱交換器出口の空気温度を所定の温度１で冷
却する機能を果しうる限シに釦いて、その幾何学的構造
及び大きさに対する上述の制限条Ｖ＋を他の条件に選定
しうるものである。

即ち、高温の温水温度、流量並びに各冷却水通路の伝熱
面積の割合を他の値に選定しうる。

高温流体は空気である外、他のもの例えばガスでもよい
。

本考案は圧縮機のオイルクーラ、電動機等の排熱回収に
も応用出来、熱媒体としてはブライン、ＬＮＧ等を用い
てもよい。

以上説明して来たところから明らかなように、本考案に
よれば次のような効果が得られる。

■ 排熱を比較的に高温例えば８０°Ｃの温水等として
回収し得る。

■ 比較的に高温の温水は冷却水とは完全に独立な水系
統として得られ、その水質を維持し得る。

■ ■及び■の効果から温水の多目的利用を拓くことが
出来る。

例えば、工場での加工製品の洗浄及び熱源、ＬＰＧ気化
のための熱源、暖房、厨房等への利用である。

■ 冷却水使用量は１個の熱交換器につき、同等の冷却
能力を有する従来の一冷却水系統式熱交換器で要する流
量の約６０％で済む。

【図面の簡単な説明】

第１図は本考案を実施した熱交換器の構造を示す図、第
２図は第１図の熱交換器を３段式圧縮機の排熱回収装置
に用いた例を示す図である。 図中、１は熱交換器、Ｓは高温流体量路、Ｗｌは第１の
熱媒体通路、Ｗ２は第２の熱媒体通路である。

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 単一の外殻内に高温流体通路を形成すると共に前記外殻
   内であって前記高温流体通路の上流側に第１の吸熱性熱
   媒体通路を形成し且つ前記外殻内であって前記第１の吸
   熱性熱媒体通路の下流側に第２の吸熱性熱媒体通路を形
   成したことを特徴とする熱交換器。