WO2010082382A1 - 一次伝面型熱交換器 - Google Patents

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WO
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heat exchanger
heat transfer
fluid
fluid passage
corrugated fin
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PCT/JP2009/067544
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佳史 川上
哲次 堀江
良孝 牛田
正美 下松瀬
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住友精密工業株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D9/00—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D9/0062—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for one heat-exchange medium being formed by spaced plates with inserted elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F3/00—Plate-like or laminated elements; Assemblies of plate-like or laminated elements
    • F28F3/02—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations
    • F28F3/04—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being integral with the element
    • F28F3/042—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being integral with the element in the form of local deformations of the element
    • F28F3/046—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being integral with the element in the form of local deformations of the element the deformations being linear, e.g. corrugations
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2275/00—Fastening; Joining
    • F28F2275/04—Fastening; Joining by brazing

Definitions

  • the present invention relates to a primary heat transfer type heat exchanger having a heat transfer core in which corrugated fins are stacked and a high-temperature fluid passage and a low-temperature fluid passage are alternately formed between the layers, and in particular, in each fluid passage in the heat transfer core.
  • the present invention relates to a cross-flow type primary surface heat exchanger in which the main flow directions of the fluids cross each other.
  • various high-performance heat exchangers are installed in aircraft.
  • a heat exchanger for recovering exhaust heat from the turbine engine and an intercooler that reduces the temperature of compressed air flowing into the compressor of the turbine engine with outside air are typical.
  • heat exchangers that cool engine oil with outside air are typical.
  • heat exchangers that cool air for cooling components such as bearings with outside air.
  • a heat exchanger used in a gas turbine As a heat exchanger used in a gas turbine, a high-temperature fuel cell, an aircraft, and the like, a shell-and-tube heat exchanger, a fin tube heat exchanger, and a plate fin heat exchanger are generally known.
  • shell and tube heat exchangers and fin tube heat exchangers have a simple structure and are inexpensive, but are inferior in compactness.
  • the plate fin type heat exchanger can achieve high heat exchange efficiency and can be downsized by selecting the laminated arrangement of the high-temperature fluid passage and the low-temperature fluid passage. It is. For this reason, use of any heat exchanger has been limited.
  • these heat exchangers have a heat transfer core that exchanges heat between a high-temperature fluid and a low-temperature fluid.
  • a header and a nozzle serving as an inflow / outflow portion of each fluid are attached to the heat transfer core, Welding is essential. For this reason, conventionally, it is necessary to consider welding heat input that affects the performance of the heat transfer core and to consider the introduction of an automatic welder in order to reduce the cost of the heat exchanger. In terms of condition setting and capital investment, a great amount of man-hours and costs were considered problems.
  • Patent Document 1 a primary transmission type heat exchanger disclosed in Patent Document 1 has been adopted. It is being considered.
  • corrugated fins are stacked as a heat transfer core to form a high-temperature fluid passage and a low-temperature fluid passage between each layer, and a high-temperature fluid passage and a low-temperature fluid passage are formed of corrugated fins as a heat transfer surface. It is the structure which partitions off, and heat exchange is performed only between a corrugated fin between the high temperature fluid and low temperature fluid which distribute
  • Primary heat transfer type heat exchangers can significantly secure the heat transfer area between the high-temperature fluid and the low-temperature fluid by the corrugated fins, so that the heat exchange efficiency is remarkably excellent. Further, since the primary transmission type heat exchanger can reduce the tube plate which is essential in the case of the plate fin type heat exchanger, the number of parts can be reduced and the manufacturing cost required for assembly can be suppressed.
  • FIG. 1 is a view showing an example of a corrugated fin used in a heat transfer core of a conventional primary surface heat exchanger.
  • FIG. 1 (a) is a perspective view of corrugated fins stacked on each other, and FIG. ) Shows plan views of the corrugated fins, respectively.
  • the conventional corrugated fin 3 is made of a thin alloy sheet such as stainless steel, which is formed into a corrugated shape, and has a rectangular shape as a whole.
  • the corrugated fin 3 shown in FIG. 1 has an outer peripheral portion 3a that is crushed by press working, and the crushed outer peripheral portion 3a has a fluid passage between the corrugated fins 3 stacked on each other.
  • the spacer bar 4 shown in 2 is joined.
  • each ridge 3b which becomes a wave-like top is arranged in parallel to both ends (at right angles to the other ends).
  • FIG. 2A and 2B are diagrams showing a configuration example of a heat transfer core in a conventional primary transfer heat exchanger, in which FIG. 2A is a perspective view and FIG. 2B is a plan view with a side plate removed.
  • FIG. 3C is a front view of the outlet of the hot fluid passage
  • FIG. 4D is a front view of the outlet of the cold fluid passage.
  • the heat transfer core 2 of the conventional primary surface heat exchanger shown in the figure is configured using the corrugated fins 3 shown in FIG.
  • a pair of spacer bars 4 are joined to both end portions of the crushed outer peripheral portion 3a and the other end portions on the back surface thereof.
  • the heat transfer core 2 is configured by stacking the corrugated fins 3 to which the spacer bars 4 are joined and welding the spacer bars 4 that overlap each other.
  • Side plates 5 are brazed to the corrugated fins 3 arranged at the uppermost and lowermost stages of the heat transfer core 2.
  • the corrugated fins 3b of the laminated corrugated fins 3 are arranged so as to be orthogonal to each other, and the high temperature fluid passages 6 and the low temperature fluid passages 7 are alternately formed between the corrugated fins 3. 2B, the high temperature fluid H flowing through the high temperature fluid passage 6 and the low temperature fluid L flowing through the low temperature fluid passage 7 are respectively the fluid passage 6 in the heat transfer core 2, 7 flows from the inlet to the outlet as the main flow direction, and the main flow directions are orthogonal to each other.
  • the primary heat transfer type heat exchanger having such a heat transfer core 2 is formed as a cross flow type heat exchanger in which the main flow directions of the fluids H and L are orthogonal to each other.
  • the fluids H and L in the fluid passages 6 and 7 flow along one flange 3b of the corrugated fins 3 forming the fluid passages 6 and 7, In the process, heat exchange can be efficiently performed through the corrugated fins 3 that partition the two.
  • primary heat transfer type heat exchangers can achieve higher heat exchange efficiency and lower assembly costs than shell and tube type heat exchangers, finned tube type heat exchangers, and plate fin type heat exchangers. Suppression can also be expected.
  • the present invention has been made in view of the above-described requirements, and an object thereof is to provide a primary transmission type heat exchanger capable of reducing the number of parts with a simple structure and improving heat exchange efficiency. To do.
  • the present inventors pay attention to the arrangement relationship between the main flow direction of the fluid in each fluid passage and the corrugated fin ridge in the primary transmission type heat exchanger, and CFD (Computational Fluid Dynamics) Analysis and various tests were conducted, and extensive studies were made.
  • CFD Computer Fluid Dynamics
  • the present invention has been completed based on the above findings, and the gist of the present invention is the following primary surface heat exchanger. That is, in a primary surface heat transfer type heat exchanger having a heat transfer core in which corrugated fins are stacked to alternately form high-temperature fluid passages and low-temperature fluid passages between the layers, and the main flow directions of the fluid in each fluid passage intersect each other.
  • the primary flow surface type heat exchanger is characterized in that the main flow direction of the fluid in each fluid passage intersects with the corrugated fins of any corrugated fin forming the fluid passage.
  • the corrugated fins stacked on each other intersect each other within an angle range of 60 ° to 120 °, and the main flow direction of the fluid in each fluid passage is that of any corrugated fin forming the fluid passage. It is preferable to intersect with the ridge at an equal angle.
  • the angle at which the main flow direction of the gas intersects the corrugated fins is such that the main flow direction of the liquid is the corrugated fin. It is preferable that the angle is smaller than the angle intersecting the ridge. This is because the pressure loss of the gas that is easily affected by the flow path resistance can be suppressed.
  • the heat exchanger includes a casing in which the heat transfer core is provided, an inlet header and an inlet nozzle that form an inflow portion of each fluid to the heat transfer core, and each fluid from the heat transfer core.
  • An outlet header and an outlet nozzle that respectively form an outflow portion of the heat transfer core, and a spacer bar that secures the fluid passage is joined to an outer peripheral portion of the corrugated fin that is crushed by pressing.
  • the corrugated fins to which spacer bars are joined are stacked in the casing, the heat transfer core, the casing, the inlet header and inlet nozzle, the outlet header and outlet nozzle, It is preferable to join by brazing. This is because joining by brazing can reduce deformation at the time of joining and suppress the generation of thermal stress compared to joining by welding. This is because the working time required for welding can be shortened and the manufacturing cost can be reduced.
  • the heat transfer core is joined to the outer peripheral portion of the corrugated fin that is crushed by pressing, and a spacer bar that secures the fluid passage is joined, and the spacer bar is joined.
  • Corrugated fins are stacked in the casing, and both end portions of the spacer bar protrude from the outer peripheral portion of the corrugated fin, and both end portions can be fitted into the casing.
  • Such a primary transmission type heat exchanger can be suitably adopted as an aircraft heat exchanger because it can be made compact and light in weight as the heat exchange efficiency is improved.
  • both fluids form the fluid passage.
  • the turbulent flow effect is promoted by flowing while passing over the fins in order, and in this process, the corrugated fins that partition the two can be effectively contacted to perform heat exchange efficiently, thereby improving the heat exchange efficiency. It becomes possible. For this reason, it can be set as a more compact and lightweight heat exchanger compared with the conventional primary transmission type heat exchanger which has the same heat exchange performance.
  • a distributor is not required, the number of parts can be reduced, and the structure is simplified.
  • FIG. 1 is a view showing an example of a corrugated fin used in a heat transfer core of a conventional primary surface heat exchanger.
  • FIG. 1 (a) is a perspective view of corrugated fins stacked on each other, and FIG. ) Shows plan views of the corrugated fins.
  • 2A and 2B are diagrams showing a configuration example of a heat transfer core in a conventional primary transfer heat exchanger, in which FIG. 2A is a perspective view and FIG. 2B is a plan view with a side plate removed.
  • FIG. 3C is a front view of the outlet of the hot fluid passage
  • FIG. 4D is a front view of the outlet of the cold fluid passage.
  • FIG. 3 is a view showing an example of the corrugated fin used in the heat transfer core of the primary surface heat exchanger of the present invention.
  • FIG. 3 (a) is a perspective view of the corrugated fins stacked on each other.
  • b) shows plan views of the corrugated fins, respectively.
  • FIG. 4 is a diagram showing a configuration example of a heat transfer core in a primary surface heat exchanger of the present invention, where FIG. 4 (a) is a perspective view and FIG. 4 (b) is a state in which a side plate is removed.
  • FIG. 2C is a plan view
  • FIG. 3C is a front view of the outlet of the hot fluid passage
  • FIG. 4D is a front view of the outlet of the cold fluid passage.
  • FIG. 5 is a view showing another configuration example of the heat transfer core in the primary surface transfer heat exchanger according to the present invention.
  • FIG. 5 (a) is a plan view showing the corrugated fins stacked on each other, and FIG. (B) has each shown the top view in the state except the side plate of the heat-transfer core.
  • FIG. 6 is a diagram showing a result of evaluating the performance of the heat transfer core by CFD analysis in which a fluid is circulated through the fluid passage formed between the corrugated fins, and FIG. The relationship between the crossing angle (slipping angle) and the pressure loss is shown, and FIG. 2B shows the relationship between the sandwiching angle and the heat transfer performance.
  • FIG. 7 is a plan view showing an example of the entire configuration of the primary transmission type heat exchanger of the present invention.
  • FIG. 3 is a view showing an example of the corrugated fin used in the heat transfer core of the primary surface heat exchanger of the present invention.
  • FIG. 3 (a) is a perspective view of the corrugated fins stacked on each other.
  • b) shows plan views of the corrugated fins.
  • the corrugated fin 3 used in the primary transmission type heat exchanger of the present invention is made of a thin alloy sheet and formed into a corrugated shape so as to have a pleating property. It is a shape.
  • the outer periphery 3a of the corrugated fin 3 shown in FIG. A spacer bar 4 shown in FIG. 4 to be described later is joined to the crushed outer peripheral portion 3a to secure a fluid passage between the corrugated fins 3 stacked on each other.
  • the corrugated fins 3b serving as the wave-like top portions are not parallel to both end portions (not perpendicular to the other end portions) on the front and back surfaces of the region excluding the outer peripheral portion 3a. In contrast, they are inclined at a predetermined angle.
  • FIG. 3 illustrates a state in which the flange 3b of the corrugated fin 3 is inclined at 30 ° with respect to both end portions.
  • the alloy sheet used as the material for the corrugated fin 3 it is preferable to use a stainless steel material, a Ni-based super heat resistant alloy, an aluminum alloy or the like having high strength and excellent heat resistance.
  • a stainless steel material for example, SUS347, SUS321, SUS310, SUS310S, SUS304 or the like can be used, and as the Ni-based superalloy, for example, Inconel 625 or the like can be used.
  • 3003, 4004, 6951 etc. are applicable as an aluminum alloy.
  • the thickness of the alloy sheet is preferably in the range of 0.06 to 0.15 mm, particularly preferably about 0.10 mm so that the alloy sheet can be formed into a fine corrugated shape and the outer peripheral portion 3a can be pressed.
  • the corrugated fins 3 are preferably set to have a number of fins 3b per unit length, that is, the number of fins of 20 to 30 fin / inch so that compactness can be maintained while ensuring a heat transfer area and strength. More preferably, it is 25 fin / inch or more. From the same viewpoint, the height of the flange 3b, that is, the fin height is preferably 1.5 to 3.0 mm, and more preferably 2.5 mm or less.
  • FIG. 4 is a diagram showing a configuration example of a heat transfer core in a primary surface heat exchanger of the present invention, where FIG. 4 (a) is a perspective view and FIG. 4 (b) is a state in which a side plate is removed.
  • FIG. 2C is a plan view
  • FIG. 3C is a front view of the outlet of the hot fluid passage
  • FIG. 4D is a front view of the outlet of the cold fluid passage.
  • the heat transfer core 2 of the primary surface heat exchanger of the present invention shown in the figure is configured using the corrugated fins 3 shown in FIG.
  • the heat transfer core 2 is configured by stacking the corrugated fins 3 to which the spacer bars 4 are joined and joining the spacer bars 4 that overlap each other. Side plates 5 are brazed to the corrugated fins 3 arranged at the uppermost and lowermost stages of the heat transfer core 2.
  • the corrugated fins 3 b of the corrugated fins 3 are arranged so that the corrugated fins 3 b of the laminated corrugated fins 3 cross each other at a predetermined angle.
  • the hot fluid passage 6 and the cold fluid passage 7 are alternately formed.
  • path 7 are the fluid channel
  • the corrugated fins 3 b forming the high temperature fluid passage 6 intersect at an angle ⁇ 1 of 60 °, and the corrugated fin 3 forming the low temperature fluid passage 7 has a flange 3 b of 120 °.
  • intersected by angle (theta) 2 of this is illustrated.
  • the crossing angles ⁇ 1 and ⁇ 2 of the flanges 3b of the laminated corrugated fins 3 are also referred to as “sandwich angles”.
  • the main flow direction of the high-temperature fluid H intersects with the ridges 3b of both corrugated fins 3 forming the high-temperature fluid passage 6, and intersects with any ridge 3b at an equal angle (30 °).
  • the main flow direction of the cryogenic fluid L intersects with the ridges 3b of both corrugated fins 3 forming the cryogenic fluid passage 7, and intersects with any ridge 3b at an equal angle (60 °). That is, in the present embodiment, the corrugated fins 3 of the corrugated fins 3 are arranged symmetrically with respect to the main flow directions of the fluids H and L in the fluid passages 6 and 7.
  • the primary heat transfer type heat exchanger having such a heat transfer core 2 is formed as a cross flow type heat exchanger in which the main flow directions of the fluids H and L are orthogonal to each other.
  • this primary transmission type heat exchanger the fluids H and L in the fluid passages 6 and 7 are disturbed by flowing while passing over the flanges 3b of both corrugated fins 3 forming the fluid passages 6 and 7 in sequence. The flow effect is promoted, and in the process, heat exchange can be performed efficiently through the corrugated fins 3 that partition the two.
  • the primary transmission type heat exchanger according to the present invention is a primary cross-flow type primary.
  • the heat exchange efficiency can be improved as compared with the transmission type heat exchanger. As a result, it is possible to make the heat exchanger more compact and lighter than the conventional primary transmission type heat exchanger having the same heat exchange performance.
  • FIG. 5 is a view showing another configuration example of the heat transfer core in the primary surface transfer heat exchanger according to the present invention.
  • FIG. 5 (a) is a plan view showing the corrugated fins stacked on each other, and FIG. (B) has each shown the top view in the state except the side plate of the heat-transfer core.
  • the corrugated fins 3 of the present embodiment are formed into a parallelogram as a whole, and in the same manner as the corrugated fins 3 shown in FIG. Provided with the heel 3b.
  • the low-temperature fluid L flowing through the passage 7 flows in the direction from the inlet to the outlet of the heat transfer core 2 as the main flow direction, and the main flow directions are inclined and intersect with each other. That is, the primary surface heat exchanger having such a heat transfer core 2 is formed as an oblique AC heat exchanger.
  • a cross flow method in which the main flow directions of the fluids flowing through each fluid passage intersect each other such as a cross flow method and a diagonal alternating current method, is adopted, and any corrugation that forms the fluid passages by the main flow direction of each fluid.
  • the heat exchanger of the present invention is a cross-flow system, it is not necessary to install a distributor section, which is essential in the counter-current system, and since it is a primary transmission type heat exchanger, a plate fin type heat exchanger As a result, the tube plate that is essential is also unnecessary, and as a result, the number of parts can be reduced and the structure can be simplified.
  • FIG. 6 is a diagram showing the results of evaluating the performance of the heat transfer core by CFD analysis in which fluid is circulated through the fluid passage formed between the corrugated fins.
  • FIG. 6A shows the relationship between the sandwiching angle and the pressure loss.
  • FIG. 4B shows the relationship between the included angle and the heat transfer performance.
  • analysis is performed by changing the sandwiching angle by 20 ° from 40 to 140 ° in increments of 60 °.
  • the pressure loss and heat transfer performance at each sandwich angle are displayed using the ratio 1).
  • the pressure loss and heat transfer performance of the fluid passage both increase as the included angle increases. That is, if the sandwiching angle is set to be large, the flow resistance increases when the fluid flows through the fluid passage while sequentially passing over the corrugated fins, and the heat transfer performance increases accordingly. For this reason, in order to obtain excellent heat exchange efficiency, it is preferable to set the sandwiching angle large.
  • a gas such as air or gas and a liquid such as cooling water or hot water can be adopted as the fluids H and L to be heat exchanged.
  • both can employ
  • gas and liquid are employed as the fluids H and L
  • gas is supplied to the heat transfer core 2 by a fan or blower, and liquid is supplied to the heat transfer core 2 by a pump.
  • the gas feeding force by the fan or blower is lower than the liquid feeding force by the pump, if the gas flow path resistance is excessive in the heat transfer core 2, the gas cannot be sufficiently supplied.
  • Is preferably set to be smaller than the angle at which the main flow direction of the liquid intersects the corrugated fins 3b. This configuration is also effective for suppressing gas pressure loss because gas is more susceptible to flow path resistance than liquid.
  • FIG. 7 is a plan view showing an example of the entire configuration of the primary transmission type heat exchanger of the present invention.
  • the side plate 5 on the upper surface side is partially broken.
  • the primary heat transfer type heat exchanger 1 includes a casing 8 in which a heat transfer core 2 is installed, an inlet header 9a for high-temperature fluid, an inlet nozzle 10a, an outlet header 11a, and an outlet side.
  • the nozzle 12a is composed of a low temperature fluid inlet header 9b, an inlet nozzle 10b, an outlet header 11b, and an outlet nozzle 12b.
  • the inlet headers 9a and 9b and the inlet nozzles 10a and 10b form inflow portions of the fluids H and L to the heat transfer core 2, respectively.
  • the outlet headers 11a and 11b and the outlet nozzles 12a and 11b form outlet portions of the fluids H and L from the heat transfer core 2, respectively.
  • the corrugated fins 3 to which the spacer bars 4 are joined are stacked in the casing 8 before the side plates 5 on the upper surface side are attached.
  • both end portions 4 a of the spacer bar 4 are formed in advance so as to protrude from the outer peripheral portion of the corrugated fin 3, and the end portions 4 a of the spacer bar 4 protruding from each corner of the corrugated fin 3 are fitted into the casing 8.
  • the corrugated fins 3 and the spacer bars 4 can be positioned with respect to the casing 8. This eliminates the need for a separate positioning jig and facilitates assembly.
  • the side plates 5 are arranged so as to cover the uppermost corrugated fins 3 in the casing 8, and the inlet headers 9 a, 9 b and the side headers 9 a, 9 b and so as to cover each side surface of the casing 8 including the side plate 5 as an upper surface.
  • the inlet nozzles 10a and 10b, the outlet headers 11a and 11b, and the outlet nozzles 12a and 12b are arranged, and these are integrally heated and brazed.
  • the laminated corrugated fins 3 are brazed and joined, and at the same time, the casing 8, the inlet headers 9a and 9b and the inlet nozzles 10a and 10b, and the outlet headers 11a and 11b and the outlet nozzle.
  • 12a, 12b can be brazed and joined, and the primary transmission type heat exchanger 1 can be comprised.
  • the welding work when assembling the primary transmission type heat exchanger, the welding work can be reduced, and the entire heat exchanger can be joined by a single heat treatment. It is not necessary to consider heat and to consider the introduction of an automatic welder, and it is possible to further reduce the cost required for assembling the heat exchanger. And compared with the joining by welding, the deformation
  • the heat transfer core 2 made of the laminated corrugated fins 3, the casing 8, the headers 9a, 9b, 11a, 11b and the nozzles 10a, 10b, 12a, 12b are not joined by a single heat treatment. It is also possible to join them individually by welding or the like.
  • the primary transmission type heat exchanger of the present invention adopting the cross flow method can be reduced in size and weight as the heat exchange efficiency is improved, and is therefore suitably used as an aircraft heat exchanger. can do.
  • the corrugated fin is a plain type in which wrinkles that are wavy apexes are arranged in a straight line, but a herringbone type in which fin fins are arranged in a meandering manner can also be adopted.
  • the corrugated fin can function as a primary heat transfer type heat exchanger as long as the corrugated fin has no holes or cuts.
  • FIG 3 and 4 show a state in which the main flow direction of the fluid in each fluid passage intersects with the corrugated fins of any corrugated fin forming the fluid passage at the same angle. And the angle intersecting the other eyelid may be different. That is, in each fluid passage, fin fins can be arranged asymmetrically with respect to the main flow direction of each fluid. This is because, as long as the main flow direction of each fluid intersects with the corrugated fin ridges, the fins are effectively in contact with any fin, so that the heat exchange efficiency can be improved.
  • both fluids form the fluid passage.
  • the corrugated fins flow while passing over the corrugated fins one after another, and in the process, the corrugated fins partitioning the two can be effectively contacted so that heat can be exchanged efficiently and the heat exchange efficiency can be improved. Further, with the adoption of the cross flow method, the number of parts can be reduced and the structure is simplified.
  • the primary transmission type heat exchanger of the present invention can be configured at a low cost while sufficiently ensuring the heat exchange performance, and can be widely applied as a heat exchanger used in a distributed energy system or an aircraft.
  • 1 primary heat transfer type heat exchanger
  • 2 heat transfer core
  • 3 Corrugated fin
  • 3a outer peripheral part
  • 3b collar
  • 4 spacer bar
  • 4a end
  • 5 side plate
  • 6 high temperature fluid passage
  • 7 low temperature fluid passage
  • 8 casing 9a, 9b: inlet header, 10a, 10b: inlet nozzle, 11a, 11b: outlet header, 12a, 12b: outlet nozzle
  • H High temperature fluid
  • L Low temperature fluid

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Abstract

　一次伝面型熱交換器は、コルゲートフィン３を積層して各層間に交互に高温流体通路６と低温流体通路７が形成され、各流体通路６、７での流体Ｈ、Ｌの主流方向が互いに交差する伝熱コア２を有し、各流体通路６、７での流体Ｈ、Ｌの主流方向が、当該流体通路６、７を形成するいずれのコルゲートフィン３の畝３ｂとも交差する構成である。この熱交換器では、互いに積層されたコルゲートフィン３の畝３ｂが角度６０°～１２０°の範囲内で交差し、各流体Ｈ、Ｌの主流方向がいずれのコルゲートフィン３の畝３ｂとも等しい角度で交差する構成が好ましい。このような構成の一次伝面型熱交換器により、簡素な構造で部品点数を削減でき、しかも熱交換効率を向上させることができる。

Description

一次伝面型熱交換器
　本発明は、コルゲートフィンを積層して各層間に交互に高温流体通路と低温流体通路が形成される伝熱コアを有する一次伝面型熱交換器に関し、特に、伝熱コアにおける各流体通路での流体の主流方向が互いに交差する交差流方式の一次伝面型熱交換器に関する。
　近年、エネルギーの有効利用という観点から、分散型エネルギーシステムが有望視され、小型ガスタービン等の熱機関や、化学プロセスを経て燃料から直接発電を行う高温型燃料電池の開発が盛んに行われている。これらの分散型エネルギーシステムでは、排熱回収性能がガスタービンや高温型燃料電池の性能に大きく影響することから、有効な熱交換が可能な高性能の熱交換器の使用が要請される。
　また、航空機においては種々の高性能な熱交換器が搭載される。例えば、タービンエンジンからの排熱を回収するための熱交換器や、タービンエンジンの圧縮機に流入する圧縮空気の温度を外気で低下させるインタークーラーが代表的である。その他にも、エンジンオイルを外気によって冷却する熱交換器や、ベアリング等の部品を冷却するための空気を外気によって冷却する熱交換器がある。
　ガスタービンや高温型燃料電池や航空機などで使用される熱交換器としては、シェルアンドチューブ型熱交換器やフィンチューブ型熱交換器やプレートフィン型熱交換器が一般に知られている。
　しかし、シェルアンドチューブ型熱交換器やフィンチューブ型熱交換器は、簡素な構造で安価である反面、コンパクト性に劣る。一方、プレートフィン型熱交換器は、高い熱交換効率を実現でき、高温流体通路と低温流体通路との積層配置の選択によりコンパクト化が可能である反面、精度要求が厳しく複雑な構造であり高価である。このため、いずれの熱交換器も使用が限定されていた。
　また、これらの熱交換器は、高温流体と低温流体との間で熱交換を行う伝熱コアを有するが、この伝熱コアに各流体の流入・流出部となるヘッダーおよびノズルを取り付ける際に溶接が欠かせない。このため、従来は、伝熱コアの性能に影響を及ぼす溶接入熱に配慮したり、熱交換器の低価格化を実現するために自動溶接機の導入を検討する必要があり、溶接施工時の条件設定や設備投資の面で多大な工数と費用が問題とされていた。
　これに対し、近年では、シェルアンドチューブ型熱交換器やフィンチューブ型熱交換器やプレートフィン型熱交換器に代え、例えば、特許文献１に開示される一次伝面型熱交換器の採用が検討されている。
　一次伝面型熱交換器は、伝熱コアとして、コルゲートフィンを積層して各層間に高温流体通路と低温流体通路を形成し、伝熱面としてコルゲートフィンで高温流体通路と低温流体通路とを仕切る構成であり、各流体通路を流通する高温流体と低温流体との間でコルゲートフィンのみを介して熱交換を行うものである。
　一次伝面型熱交換器は、高温流体と低温流体との間の伝熱面積をコルゲートフィンによって大きく確保できることから、熱交換効率が著しく優れる。また、一次伝面型熱交換器は、プレートフィン型熱交換器の場合に必須となるチューブプレートを削減できることから、部品点数を減らすことができ、組み立てに要する製造コストの抑制も可能である。
　図１は、従来の一次伝面型熱交換器の伝熱コアに用いられるコルゲートフィンの一例を示す図であり、同図（ａ）は互いに積層されるコルゲートフィンの斜視図、同図（ｂ）はそれらのコルゲートフィンの平面図をそれぞれ示している。同図に示すように、従来のコルゲートフィン３は、ステンレス鋼のような薄い合金シートを素材とし、これを波形に成形し、全体として矩形状にしたものである。
　図１に示すコルゲートフィン３は、外周部３ａがプレス加工により押し潰され、この押し潰された外周部３ａには、互いに積層されたコルゲートフィン３間の流体通路を確保するため、後述する図２に示すスペーサーバー４が接合される。このような従来のコルゲートフィン３では、波状の頂部となる各畝３ｂが、両端部と平行に（他の両端部とは直角に）配列している。
　図２は、従来の一次伝面型熱交換器における伝熱コアの構成例を示す図であり、同図（ａ）は斜視図、同図（ｂ）はサイドプレートを除いた状態での平面図、同図（ｃ）は高温流体通路の出口の正面図、同図（ｄ）は低温流体通路の出口の正面図をそれぞれ示している。同図に示す従来の一次伝面型熱交換器の伝熱コア２は、前記図１に示すコルゲートフィン３を用いて構成される。
　具体的には、コルゲートフィン３は、押し潰された外周部３ａの両端部、およびその裏面の他の両端部に、一対のスペーサーバー４がそれぞれ接合される。伝熱コア２は、スペーサーバー４が接合されたコルゲートフィン３を積み重ね、互いに重なるスペーサーバー４を溶接して構成される。伝熱コア２の最上段と最下段に配されるコルゲートフィン３には、サイドプレート５がろう付される。
　この伝熱コア２では、積層されたコルゲートフィン３の畝３ｂが交互に直交するように配置され、コルゲートフィン３間に交互に高温流体通路６と低温流体通路７が形成される。そして、図２（ｂ）に実線矢印で示すように、高温流体通路６を流通する高温流体Ｈと、低温流体通路７を流通する低温流体Ｌとは、それぞれ伝熱コア２における流体通路６、７の入口から出口に向かう方向を主流方向として流れ、その主流方向が互いに直交する。
　このような伝熱コア２を有する一次伝面型熱交換器は、各流体Ｈ、Ｌの主流方向が互いに直交する直交流方式の熱交換器として成り立つ。この一次伝面型熱交換器においては、各流体通路６、７での流体Ｈ、Ｌは、当該流体通路６、７を形成するコルゲートフィン３のうちの一方の畝３ｂに沿って流れ、その過程で、両者を仕切るコルゲートフィン３を介し、効率良く熱交換を行うことができる。
国際公開ＷＯ２００８／１４３３１８号パンフレット
　上述の通り、一次伝面型熱交換器は、シェルアンドチューブ型熱交換器やフィンチューブ型熱交換器やプレートフィン型熱交換器と比較して、高い熱交換効率を実現でき、組み立てコストの抑制も期待できる。
　しかし、一次伝面型熱交換器の実用化には、より高性能で安価であることが求められ、そのため、さらに構造が簡素で組み立てが容易であること、構成部品、例えば向流方式の熱交換器で必須となるディストリビュータ部などを削減できること、一層優れた熱交換効率を実現できることなどが要求される。特に、航空機で用いられる一次伝面型熱交換器には、一層のコンパクト化と軽量化が求められる。
　本発明は、上記の要求に鑑みてなされたものであり、簡素な構造で部品点数を削減でき、しかも熱交換効率を向上させることができる一次伝面型熱交換器を提供することを目的とする。
　本発明者らは、上記目的を達成するため、一次伝面型熱交換器において、各流体通路での流体の主流方向とコルゲートフィンの畝との配置関係に着目し、ＣＦＤ（Computational Fluid Dynamics）解析および種々の試験を行い、鋭意検討を重ねた。その結果、簡素な構造で部品点数を削減し、熱交換効率のさらなる向上を図るには、各流体通路での流体の主流方向が互いに交差する交差流方式を採用し、各流体の主流方向が、当該流体通路を形成する一方のコルゲートフィンの畝のみならず、いずれのコルゲートフィンの畝とも交差するように配置するのが有効であることを知見した。
　本発明は、上記の知見に基づいて完成させたものであり、その要旨は、下記の一次伝面型熱交換器にある。すなわち、コルゲートフィンを積層して各層間に交互に高温流体通路と低温流体通路が形成され、各流体通路での流体の主流方向が互いに交差する伝熱コアを有する一次伝面型熱交換器において、各流体通路での流体の主流方向が、当該流体通路を形成するいずれのコルゲートフィンの畝とも交差することを特徴とする一次伝面型熱交換器である。
　この熱交換器では、互いに積層されたコルゲートフィンの畝が角度６０°～１２０°の範囲内で交差し、各流体通路での流体の主流方向が、当該流体通路を形成するいずれのコルゲートフィンの畝とも等しい角度で交差することが好ましい。
　上記の熱交換器においては、前記流体のうちの一方が気体であり、他方が液体である場合、気体の主流方向が前記コルゲートフィンの畝と交差する角度は、液体の主流方向が前記コルゲートフィンの畝と交差する角度よりも小さいことが好ましい。こうすることによって、流路抵抗の影響を受け易い気体の圧力損失を抑制できるからである。
　上記の熱交換器は、前記伝熱コアを内設するケーシングと、前記伝熱コアへの各流体の流入部をそれぞれ形成する入側ヘッダーおよび入側ノズルと、前記伝熱コアからの各流体の流出部をそれぞれ形成する出側ヘッダーおよび出側ノズルと、を備え、前記伝熱コアは、プレス加工により押し潰された前記コルゲートフィンの外周部に、前記流体通路を確保するスペーサーバーが接合され、スペーサーバーが接合された前記コルゲートフィンが前記ケーシング内で積み重ねられてなり、前記伝熱コアと、前記ケーシングと、前記入側ヘッダーおよび入側ノズルと、前記出側ヘッダーおよび出側ノズルとがろう付により接合されることが好ましい。ろう付により接合することで、溶接による接合と比較して、接合時の変形を小さくでき、熱応力の発生を抑制できるからである。溶接に要する作業時間を短縮でき、製造コストの低減を図ることもできるからである。
　また、上記の熱交換器においては、前記伝熱コアは、プレス加工により押し潰された前記コルゲートフィンの外周部に、前記流体通路を確保するスペーサーバーが接合され、スペーサーバーが接合された前記コルゲートフィンがケーシング内で積み重ねられてなり、前記スペーサーバーの両端部が前記コルゲートフィンの外周部から突出し、この両端部が前記ケーシングに嵌合する構成にすることができる。こうすることにより、熱交換器の組み立てに際し、スペーサーバーおよびコルゲートフィンの位置決め用治具が不要となり、組み立てが容易となるからである。
　このような一次伝面型熱交換器は、熱交換効率の向上に伴ってコンパクト化と軽量化を実現できるため、航空機用の熱交換器として好適に採用することができる。
　本発明の一次伝面型熱交換器によれば、各流体通路での流体の主流方向がいずれのコルゲートフィンの畝とも交差する構成であるため、各流体が、当該流体通路を形成する両方のフィンの畝を順次越えながら流れることにより乱流効果が促進され、その過程で、両者を仕切るコルゲートフィンと有効に接触し、効率良く熱交換を行うことができ、熱交換効率を向上させることが可能になる。このため、同じ熱交換性能を有する従来の一次伝面型熱交換器と比較しても、よりコンパクトで軽量な熱交換器とすることができる。また、交差流方式を採用する構成であることから、ディストリビュータ部が不要となり、部品点数を削減でき、構造も簡素になる。
図１は、従来の一次伝面型熱交換器の伝熱コアに用いられるコルゲートフィンの一例を示す図であり、同図（ａ）は互いに積層されるコルゲートフィンの斜視図、同図（ｂ）はそれらのコルゲートフィンの平面図をそれぞれ示す。 図２は、従来の一次伝面型熱交換器における伝熱コアの構成例を示す図であり、同図（ａ）は斜視図、同図（ｂ）はサイドプレートを除いた状態での平面図、同図（ｃ）は高温流体通路の出口の正面図、同図（ｄ）は低温流体通路の出口の正面図をそれぞれ示す。 図３は、本発明の一次伝面型熱交換器の伝熱コアに用いられるコルゲートフィンの一例を示す図であり、同図（ａ）は互いに積層されるコルゲートフィンの斜視図、同図（ｂ）はそれらのコルゲートフィンの平面図をそれぞれ示す。 図４は、本発明の一次伝面型熱交換器における伝熱コアの構成例を示す図であり、同図（ａ）は斜視図、同図（ｂ）はサイドプレートを除いた状態での平面図、同図（ｃ）は高温流体通路の出口の正面図、同図（ｄ）は低温流体通路の出口の正面図をそれぞれ示している。 図５は、本発明の一次伝面型熱交換器における伝熱コアの他の構成例を示す図であり、同図（ａ）は互いに積層されるコルゲートフィンを個々に示す平面図、同図（ｂ）は伝熱コアのサイドプレートを除いた状態での平面図をそれぞれ示している。 図６は、コルゲートフィン間に形成される流体通路に流体を流通させたＣＦＤ解析により伝熱コアの性能を評価した結果を示す図であり、同図（ａ）は積層されたコルゲートフィンの畝の交差角（挟み角）と圧力損失との関係を示し、同図（ｂ）は挟み角と伝熱性能との関係を示す。 図７は、本発明の一次伝面型熱交換器の全体構成例を示す平面図である。
　以下に、本発明の交差流方式の一次伝面型熱交換器の実施形態について、図面を参照しながら詳述する。
　図３は、本発明の一次伝面型熱交換器の伝熱コアに用いられるコルゲートフィンの一例を示す図であり、同図（ａ）は互いに積層されるコルゲートフィンの斜視図、同図（ｂ）はそれらのコルゲートフィンの平面図をそれぞれ示している。同図に示すように、本発明の一次伝面型熱交換器に用いられるコルゲートフィン３は、薄い合金シートを素材とし、これをひだ付けの性質を備えるように波形に成形し、全体として矩形状にしたものである。
　図３に示すコルゲートフィン３は、外周部３ａがプレス加工により押し潰されている。この押し潰された外周部３ａには、互いに積層されたコルゲートフィン３間の流体通路を確保するため、後述する図４に示すスペーサーバー４が接合される。
　本発明におけるコルゲートフィン３では、外周部３ａを除く領域の表裏面に、波状の頂部となる各畝３ｂが、両端部と平行でなく（他の両端部とは直角でなく）、両端部に対し所定の角度で傾斜して配列している。図３では、コルゲートフィン３の畝３ｂが両端部に対して３０°に傾斜した状態を例示している。
　コルゲートフィン３の素材となる合金シートには、高強度で耐熱性に優れたステンレス系材料、Ｎｉ基超耐熱合金、アルミニウム合金などを用いるのが好ましい。ステンレス系材料としては、例えば、ＳＵＳ３４７、ＳＵＳ３２１、ＳＵＳ３１０、ＳＵＳ３１０Ｓ、ＳＵＳ３０４等を、またＮｉ基超耐熱合金としては、例えば、インコネル６２５等を用いることができる。また、アルミニウム合金として、３００３、４００４、６９５１等を適用できる。
　その合金シートの厚さは、合金シートを細密な波状に成形でき、外周部３ａのプレス加工も行えるように、０．０６～０．１５ｍｍの範囲内が好ましく、特に０．１０ｍｍ程度が望ましい。
　また、コルゲートフィン３は、伝熱面積および強度を確保しつつコンパクト性を維持できるように、単位長さ当たりの畝３ｂの設置数、すなわちフィン数を２０～３０ｆｉｎ／ｉｎｃｈとするのが好ましく、２５ｆｉｎ／ｉｎｃｈ以上とするのがより好ましい。同様の観点から、畝３ｂの高さ、すなわちフィン高さを１．５～３．０ｍｍとするのが好ましく、２．５ｍｍ以下とするのがより好ましい。
　図４は、本発明の一次伝面型熱交換器における伝熱コアの構成例を示す図であり、同図（ａ）は斜視図、同図（ｂ）はサイドプレートを除いた状態での平面図、同図（ｃ）は高温流体通路の出口の正面図、同図（ｄ）は低温流体通路の出口の正面図をそれぞれ示している。同図に示す本発明の一次伝面型熱交換器の伝熱コア２は、前記図３に示すコルゲートフィン３を用いて構成される。
　具体的には、コルゲートフィン３は、押し潰された外周部３ａの両端部に一対のスペーサーバー４が接合され、さらに、その裏面の他の両端部にも一対のスペーサーバー４が接合される。伝熱コア２は、スペーサーバー４が接合されたコルゲートフィン３を積み重ね、互いに重なるスペーサーバー４を接合して構成される。伝熱コア２の最上段と最下段に配されるコルゲートフィン３には、サイドプレート５がろう付される。
　この伝熱コア２では、コルゲートフィン３の畝３ｂが傾斜配列しているのに伴い、積層されたコルゲートフィン３の畝３ｂが交互に所定の角度で交差するように配置され、コルゲートフィン３間に交互に高温流体通路６と低温流体通路７が形成される。そして、図４（ｂ）に実線矢印で示すように、高温流体通路６を流通する高温流体Ｈと、低温流体通路７を流通する低温流体Ｌとは、それぞれ伝熱コア２における流体通路６、７の入口から出口に向かう方向を主流方向として流れ、その主流方向が互いに直交する。
　図４に示す伝熱コア２においては、高温流体通路６を形成するコルゲートフィン３の畝３ｂが６０°の角度θ１で交差し、低温流体通路７を形成するコルゲートフィン３の畝３ｂが１２０°の角度θ２で交差した状態を例示している。以下の説明では、積層されたコルゲートフィン３の畝３ｂの交差角θ１、θ２を「挟み角」ともいう。
　そして、高温流体Ｈの主流方向は、高温流体通路６を形成する両方のコルゲートフィン３の畝３ｂと交差し、いずれの畝３ｂとも等しい角度（３０°）で交差している。同様に、低温流体Ｌの主流方向は、低温流体通路７を形成する両方のコルゲートフィン３の畝３ｂと交差し、いずれの畝３ｂとも等しい角度（６０°）で交差している。すなわち、本実施形態では、各流体通路６、７において、コルゲートフィン３の畝３ｂが各流体Ｈ、Ｌの主流方向に対し対称に配置される。
　このような伝熱コア２を有する一次伝面型熱交換器は、各流体Ｈ、Ｌの主流方向が互いに直交する直交流方式の熱交換器として成り立つ。この一次伝面型熱交換器においては、各流体通路６、７での流体Ｈ、Ｌが、当該流体通路６、７を形成する両方のコルゲートフィン３の畝３ｂを順次越えながら流れることにより乱流効果が促進され、その過程で、両者を仕切るコルゲートフィン３を介し、効率良く熱交換を行うことができる。その際に、各流体Ｈ、Ｌが各流体通路６、７を形成する両方のコルゲートフィン３と有効に接触するため、本発明の一次伝面型熱交換器は、従来の交差流方式の一次伝面型熱交換器よりも熱交換効率を向上させることができる。その結果、同じ熱交換性能を有する従来の一次伝面型熱交換器よりも、コンパクトで軽量な熱交換器とすることが可能になる。
　図５は、本発明の一次伝面型熱交換器における伝熱コアの他の構成例を示す図であり、同図（ａ）は互いに積層されるコルゲートフィンを個々に示す平面図、同図（ｂ）は伝熱コアのサイドプレートを除いた状態での平面図をそれぞれ示している。図５（ａ）に示すように、本実施形態のコルゲートフィン３は、全体として平行四辺形となる形状にしたものであり、前記図３（ｂ）に示すコルゲートフィン３と同様に、傾斜配列した畝３ｂを備える。
　図５（ａ）に示すコルゲートフィン３を積層して構成される伝熱コア２では、図５（ｂ）に実線矢印で示すように、高温流体通路６を流通する高温流体Ｈと、低温流体通路７を流通する低温流体Ｌとは、それぞれ伝熱コア２の入口から出口に向かう方向を主流方向として流れ、その主流方向が互いに傾斜して交差する。すなわち、このような伝熱コア２を有する一次伝面型熱交換器は、斜交流方式の熱交換器として成り立つ。
　この斜交流方式の一次伝面型熱交換器でも、上述した直交流方式の一次伝面型熱交換器と同様に、各流体通路６、７での流体Ｈ、Ｌが、当該流体通路６、７を形成する両方のコルゲートフィン３の畝３ｂを順次越えながら流れるため、乱流効果により、両方のコルゲートフィン３と有効に接触し、熱交換効率を向上させることができる。
　従って、直交流方式や斜交流方式といったように、各流体通路を流通する流体の主流方向が互いに交差する交差流方式を採用し、各流体の主流方向が、当該流体通路を形成するいずれのコルゲートフィンの畝とも交差するように配置した一次伝面型熱交換器とすることにより、同じ熱交換性能を有する従来の一次伝面型熱交換器よりも、コンパクト化と軽量化を実現することが可能になる。
　本発明の熱交換器は、交差流方式であることから、向流方式で必須となるディストリビュータ部の設置が不要となり、また一次伝面型熱交換器であることから、プレートフィン型熱交換器で必須となるチューブプレートも不要となり、その結果、部品点数を削減でき、構造を簡素にすることができる。
　前記図４（ｂ）に示す挟み角θ１、θ２の好適な範囲について検討する。
　図６は、コルゲートフィン間に形成される流体通路に流体を流通させたＣＦＤ解析により伝熱コアの性能を評価した結果を示す図であり、同図（ａ）は挟み角と圧力損失との関係を示し、同図（ｂ）は挟み角と伝熱性能との関係を示している。同図では、コルゲートフィンの畝を流体の主流方向に対し対称に配置した条件で、挟み角を４０～１４０°まで２０°ずつ変更して解析を行い、挟み角が６０°の場合を基準（１）とした比率を用いて、各挟み角での圧力損失と伝熱性能を表示している。
　図６（ａ）、（ｂ）に示すように、挟み角が大きくなるほど、当該流体通路の圧力損失と伝熱性能はともに増加する。すなわち、挟み角を大きく設定すれば、流体がコルゲートフィンの畝を順次越えながら流体通路を流通する際に、流路抵抗が増加し、これに伴って伝熱性能が増加する。このため、優れた熱交換効率を得るには、挟み角を大きく設定することが好ましい。
　ただし、図６（ａ）に示すように、挟み角が１２０°を超えると、圧力損失が急激に増加する。これは、流路抵抗が著しくなることを意味し、熱交換器を使用する上で支障となる。このため、使用上で問題なく、優れた熱交換効率を確保するには、挟み角を６０°～１２０°の範囲内に設定するのが望ましい。
　前記図４および図５に示す伝熱コア２では、熱交換対象の流体Ｈ、Ｌとして、空気やガスなどの気体と、冷却水や温水などの液体を採用することができる。また、両方とも気体を採用したり、両方とも液体を採用することもできる。
　流体Ｈ、Ｌとして気体と液体を採用する場合、例えば、気体はファンやブロアによって伝熱コア２に供給され、液体はポンプによって伝熱コア２に供給される。この場合、ファンやブロアによる気体の送給力は、ポンプによる液体の送給力に比べて低いため、伝熱コア２で気体の流路抵抗が過大であると、気体を十分に供給できなくなる。このため、伝熱コア２での流路抵抗は、液体が流通する流体通路よりも、気体が流通する流体通路で低減させることが好ましく、そのためには、伝熱コア２において、気体の主流方向がコルゲートフィン３の畝３ｂと交差する角度を、液体の主流方向がコルゲートフィン３の畝と交差する角度よりも小さく設定することが好ましい。この構成は、気体が液体よりも流路抵抗の影響を受け易いことから、気体の圧力損失を抑制するためにも有効である。
　本発明の一次伝面型熱交換器を実用的に適用できる構成を説明する。
　図７は、本発明の一次伝面型熱交換器の全体構成例を示す平面図である。同図では、上面側のサイドプレート５を一部破断した状態を示している。
　同図に示すように、一次伝面型熱交換器１は、伝熱コア２を内設するケーシング８と、高温流体用の入側ヘッダー９ａ、入側ノズル１０ａ、出側ヘッダー１１ａおよび出側ノズル１２ａと、低温流体用の入側ヘッダー９ｂ、入側ノズル１０ｂ、出側ヘッダー１１ｂおよび出側ノズル１２ｂとから構成される。各入側ヘッダー９ａ、９ｂおよび各入側ノズル１０ａ、１０ｂは、伝熱コア２への各流体Ｈ、Ｌの流入部をそれぞれ形成する。各出側ヘッダー１１ａ、１１ｂおよび各出側ノズル１２ａ、１１ｂは、伝熱コア２からの各流体Ｈ、Ｌの流出部をそれぞれ形成する。
　このような構成の熱交換器１を組み立てるに際し、上面側のサイドプレート５が取り付けられる前のケーシング８内に、スペーサーバー４が接合されたコルゲートフィン３を積み重ねる。このとき、スペーサーバー４の両端部４ａがコルゲートフィン３の外周部から突出するように予め形成し、コルゲートフィン３の各角部から突出するスペーサーバー４の端部４ａをケーシング８に嵌合させることにより、ケーシング８に対しコルゲートフィン３およびスペーサーバー４を位置決めすることができる。このため、別途の位置決め用治具が不要となり、組み立てが容易となる。
　そして、ケーシング８内の最上段のコルゲートフィン３を覆うようにサイドプレート５を配置するとともに、このサイドプレート５を上面として含むケーシング８の各側面を覆うように、各入側ヘッダー９ａ、９ｂおよび入側ノズル１０ａ、１０ｂ、ならびに各出側ヘッダー１１ａ、１１ｂおよび出側ノズル１２ａ、１２ｂを配置し、これらを一体で加熱しろう付を行う。これにより、積層されたコルゲートフィン３がろう付接合され、これと同時に、ケーシング８と、各入側ヘッダー９ａ、９ｂおよび入側ノズル１０ａ、１０ｂ、ならびに各出側ヘッダー１１ａ、１１ｂおよび出側ノズル１２ａ、１２ｂがろう付接合され、一次伝面型熱交換器１を構成することができる。
　このような構成にすれば、一次伝面型熱交換器を組み立てるに際し、溶接施工を削減することができ、しかも一度の加熱処理で熱交換器全体の接合を行えるため、溶接施工に伴う溶接入熱への配慮や、自動溶接機の導入の検討が不要であり、熱交換器の組み立てに要するコストの低減を一層図ることが可能になる。しかも、溶接による接合と比較して、接合時の伝熱コアの変形を小さくでき、熱応力の発生を抑制できる。
　ただし、積層されたコルゲートフィン３よりなる伝熱コア２と、ケーシング８と、各ヘッダー９ａ、９ｂ、１１ａ、１１ｂおよび各ノズル１０ａ、１０ｂ、１２ａ、１２ｂとを、一度の加熱処理で接合せず、それぞれを個別に溶接などで接合することも可能である。
　上述した通り、交差流方式を採用した本発明の一次伝面型熱交換器は、熱交換効率の向上に伴ってコンパクト化と軽量化を実現できるため、航空機用の熱交換器として好適に採用することができる。
　その他本発明は上記の実施形態に限定されず、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変更が可能である。例えば、上記の実施形態では、コルゲートフィンとして、波状の頂部となる畝が直線状で配列したプレーン型を示したが、フィンの畝が蛇行して配列したヘリンボーン型を採用することもできる。コルゲートフィンに穴や切れ目がない限り、一次伝面型熱交換器でのコルゲートフィンの機能を果たせるからである。
　また、前記図３および図４では、各流体通路での流体の主流方向が、当該流体通路を形成するいずれのコルゲートフィンの畝とも等しい角度で交差する状態を示したが、一方の畝と交差する角度と、他方の畝と交差する角度とが異なっても構わない。すなわち、各流体通路において、フィンの畝を各流体の主流方向に対し非対称に配置することもできる。各流体の主流方向がいずれのコルゲートフィンの畝とも交差する限り、いずれのフィンとも有効に接触するため、熱交換効率の向上が図れるからである。
　本発明の一次伝面型熱交換器によれば、各流体通路での流体の主流方向がいずれのコルゲートフィンの畝とも交差する構成であるため、各流体が、当該流体通路を形成する両方のコルゲートフィンの畝を順次越えながら流れ、その過程で、両者を仕切るコルゲートフィンと有効に接触し、効率良く熱交換を行うことができ、熱交換効率を向上させることが可能になる。また、交差流方式を採用することに伴い、部品点数を削減でき、構造も簡素になる。
　従って、本発明の一次伝面型熱交換器は、熱交換の性能を十分確保しつつ安価に構成でき、分散型エネルギーシステムや航空機などで使用する熱交換器として広く適用できる。
　　１：一次伝面型熱交換器、　　２：伝熱コア、
　　３：コルゲートフィン、　　３ａ：外周部、　　３ｂ：畝、
　　４：スペーサーバー、　　４ａ：端部、　　５：サイドプレート、
　　６：高温流体通路、　　７：低温流体通路、　　８：ケーシング、
　　９ａ、９ｂ：入側ヘッダー、　　１０ａ、１０ｂ：入側ノズル、
　　１１ａ、１１ｂ：出側ヘッダー、　　１２ａ、１２ｂ：出側ノズル、
　　Ｈ：高温流体、　　Ｌ：低温流体

Claims (6)

  1. 　コルゲートフィンを積層して各層間に交互に高温流体通路と低温流体通路が形成され、各流体通路での流体の主流方向が互いに交差する伝熱コアを有する一次伝面型熱交換器において、
    　各流体通路での流体の主流方向が、当該流体通路を形成するいずれのコルゲートフィンの畝とも交差することを特徴とする一次伝面型熱交換器。
  2. 　互いに積層されたコルゲートフィンの畝が角度６０°～１２０°の範囲内で交差し、
    　各流体通路での流体の主流方向が、当該流体通路を形成するいずれのコルゲートフィンの畝とも等しい角度で交差することを特徴とする請求項１に記載の一次伝面型熱交換器。
  3. 　前記流体のうちの一方が気体であり、他方が液体であり、
    　気体の主流方向が前記コルゲートフィンの畝と交差する角度は、液体の主流方向が前記コルゲートフィンの畝と交差する角度よりも小さいことを特徴とする請求項１または２に記載の一次伝面型熱交換器。
  4. 　前記伝熱コアを内設するケーシングと、前記伝熱コアへの各流体の流入部をそれぞれ形成する入側ヘッダーおよび入側ノズルと、前記伝熱コアからの各流体の流出部をそれぞれ形成する出側ヘッダーおよび出側ノズルと、を備え、
    　前記伝熱コアは、プレス加工により押し潰された前記コルゲートフィンの外周部に、前記流体通路を確保するスペーサーバーが接合され、スペーサーバーが接合された前記コルゲートフィンが前記ケーシング内で積み重ねられてなり、
    　前記伝熱コアと、前記ケーシングと、前記入側ヘッダーおよび入側ノズルと、前記出側ヘッダーおよび出側ノズルとがろう付により接合されることを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の一次伝面型熱交換器。
  5. 　前記伝熱コアは、プレス加工により押し潰された前記コルゲートフィンの外周部に、前記流体通路を確保するスペーサーバーが接合され、スペーサーバーが接合された前記コルゲートフィンがケーシング内で積み重ねられてなり、
    　前記スペーサーバーの両端部が前記コルゲートフィンの外周部から突出し、この両端部が前記ケーシングに嵌合することを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の一次伝面型熱交換器。
  6. 　当該一次伝面型熱交換器が航空機用の熱交換器であることを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の一次伝面型熱交換器。
PCT/JP2009/067544 2009-01-15 2009-10-08 一次伝面型熱交換器 WO2010082382A1 (ja)

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