WO2010095419A1 - ガスクーラ - Google Patents

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WO2010095419A1
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heat
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gas
gas cooler
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横尾和俊
堀江茂斉
吉川雅司
武田知晃
水下晃一
田中一成
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三菱重工業株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/32—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements
    • 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
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/10—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged one within the other, e.g. concentrically
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
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    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/16—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses

Definitions

  • the present invention relates to a gas cooler that cools high-temperature gas discharged from a gas compressor or the like, and more particularly, to a gas cooler that can be downsized by improving the heat transfer performance of a heat exchanger.
  • a gas cooler is used to cool the gas heated to a high temperature of 100 ° C. or higher discharged from the gas compressor.
  • the gas cooler includes a heat exchanger that exchanges heat between a high-temperature gas and a cooling medium.
  • the model of this heat exchanger is a shell and tube system.
  • a heat exchanger tube as a heat exchanger tube, a bare tube (for example, patent document 1, patent document 2) and a fin tube system are known. In the bare tube system, in order to increase the heat transfer area, it is necessary to increase the number of heat transfer tubes or to increase the length of the heat transfer tubes, which increases the size of the gas cooler.
  • the fin-tube type heat exchanger only needs to change the fin pitch for the need to cool hot gas more efficiently at the same size. Since the heat transfer area can be increased, the heat transfer performance can be improved while minimizing the increase in size.
  • the fin-tube heat exchanger is also used in an air conditioner (hereinafter, air conditioner).
  • air conditioner air conditioner
  • the outer diameter of the heat transfer tube is D O
  • the arrangement pitch of the heat transfer tubes in the flow direction of the cooled gas is L1
  • the arrangement pitch of the heat transfer tubes in the direction perpendicular to the flow direction of the cooled gas is L2.
  • Patent Document 4 proposes that the width W of the fin be 22.2 ⁇ W ⁇ 26.2 mm.
  • Patent Document 3 Patent Document 4 and the like are considered to be mainly intended for heat exchangers for air conditioning and the like, and are not targeted for a gas to be cooled exceeding 100 ° C. like that for a compressor.
  • a heat exchanger for a compressor it was unknown whether it was possible to ensure a predetermined heat transfer performance.
  • the present invention has been made on the basis of such technical problems as a gas cooler for a compressor, and an object thereof is to improve the heat transfer performance of a gas cooler including a fin-and-tube type heat exchanger.
  • the present inventors have studied the specifications of the heat exchanger. As a result, by setting the outer diameter of the heat transfer tube to a specific range, the cooling of the gas to be cooled at about 100 to 150 ° C. At that time, it was found that a high heat transfer coefficient can be obtained while suppressing pressure loss.
  • the present invention is based on this finding, and includes a heat exchanger, and heat exchange is performed between the heated gas to be cooled and the heat exchanger introduced from the outside, thereby cooling the gas to be cooled and externally.
  • the heat exchanger is arranged in parallel with each other through a predetermined gap, and the plurality of heat transfer fins through which the gas to be cooled flows and the plurality of heat transfer fins pass through the gap to be cooled.
  • the pitch of the heat transfer tubes in the direction orthogonal to the flow direction of the gas to be cooled is S 1 and the pitch of the heat transfer tubes in the flow direction of the gas to be cooled is S 2 , S 1 is 30 to 50 mm, S Setting 2 to 30 to 50 mm is advantageous for obtaining a high heat transfer coefficient while suppressing pressure loss.
  • the filler is preferably a heat conductive adhesive.
  • the outer diameter of the heat transfer tube is expanded by pushing a die into the heat transfer tube, and the tube transfer rate of the heat transfer tube is 0.3 to 1.5%.
  • tube expansion rate (%) ⁇ heat-transfer tube outer diameter d TO2 after tube expansion ⁇ heat-transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ before tube expansion / heat-transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ 100 ⁇ ⁇ (die outer diameter d D + heat transfer tube wall before tube expansion ) Thickness ⁇ d T ) ⁇ heat transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ before tube expansion / heat transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ 100 before tube expansion .
  • a high heat transfer coefficient can be obtained while suppressing pressure loss, so that even if the gas cooler (heat exchanger) is downsized, the high-temperature gas to be cooled can be sufficiently cooled.
  • FIG. 1 shows schematic structure of the gas cooler in this Embodiment. It is sectional drawing which shows the joining method of the heat exchanger tube and heat exchanger fin by this Embodiment. It is sectional drawing which shows the part which joined the heat exchanger tube and heat-transfer fin by this Embodiment through the filler. Shows the main part of the heat exchanger, the outer diameter d 0 of the heat transfer tube 7 is a diagram showing a piping pitch S 1, S 2 of the heat transfer tube 7. The outer diameter d 0 of the heat transfer tube, the heat transfer coefficient is a graph showing the relationship between the pressure loss. A pipe pitch S 1 of the heat transfer tube, the heat transfer coefficient is a graph showing the relationship between the pressure loss.
  • the pipe pitch S 2 of the heat transfer tube, the heat transfer coefficient is a graph showing the relationship between the pressure loss. It is a graph which shows the relationship between the presence or absence of a heat conductive adhesive, a heat transfer rate, and a pressure loss. It is sectional drawing which shows joining and a dimension of the heat exchanger tube and heat exchanger fin by this Embodiment. It is a graph which shows the relationship between a pipe expansion rate and a contact heat transfer rate.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a gas cooler 10 in the present embodiment.
  • the gas cooler 10 includes a fin-and-tube type heat exchanger 6 that cools process gas (cooled gas) supplied to a gas compressor (not shown) with cooling water (cooling medium), for example.
  • the gas cooler 10 includes a gas cooler main body 1 formed in a horizontal drum shape, and a cooling water inlet 2 and a cooling water outlet 3 are provided on one end side in the longitudinal direction.
  • a gas inlet 4 and a gas outlet 5 are formed in the outer peripheral surface of the gas cooler main body 1.
  • a heat exchanger 6 is provided inside the gas cooler body 1.
  • the heat exchanger 6 is juxtaposed along the longitudinal direction of the cooler body 1 with a predetermined gap therebetween, and a plurality of heat transfer fins 8 through which the process gas flows and the heat transfer fins 8 pass through the gap.
  • a heat transfer tube 7 provided in a plurality of rows along the direction in which the cooling gas flows.
  • the heat transfer tube 7 is made of SUS304, cupro-nickel alloy, titanium alloy, copper material, or the like.
  • the heat transfer fin 8 is preferably aluminum (including an alloy) or copper (including an alloy). As aluminum, a pure aluminum-based 1000 series alloy (especially 1050) alloy excellent in formability and thermal conductivity is preferable.
  • the heat transfer tubes 7 and the heat transfer fins 8 may be joined by brazing, but the cost and the brazing of the aluminum alloy and stainless steel are difficult, so the diameter of the heat transfer tubes 7 is expanded.
  • a tube expansion method is preferred.
  • FIG. 2 shows an image of the tube expansion method. After inserting the heat transfer tube 7 into the through hole of the heat transfer fin 8, the die D is pushed into the heat transfer tube 7 to increase the diameter of the heat transfer tube 7. The heat tubes 7 and the heat transfer fins 8 are joined by causing plastic deformation.
  • a heat conductive adhesive As the filler 9, it is preferable to use a heat conductive adhesive.
  • the heat transfer adhesive an adhesive matrix made of a thermosetting resin containing a metal filler as a heat transfer material can be used.
  • the metal filler aluminum, copper, silver or the like is used. If the metal filler is contained in the range of about 30 to 50% by volume, sufficient heat conductivity is imparted between the heat transfer tubes 7 and the heat transfer fins 8.
  • known substances such as epoxy resin, polyester, polyurethane, and phenol resin can be used.
  • Such a heat conductive adhesive can be cured by heating in the manufacturing stage of the heat exchanger 6, or after being incorporated in the gas cooler 10 in an uncured state, by being in contact with a high-temperature gas to be cooled.
  • Cooling water supplied from a cooling water inlet 2 from a cooling water supply source (not shown) is discharged from the cooling water outlet 3 after circulating through the heat exchanger 6 by flowing through the heat transfer tubes 7 in order.
  • the heat-exchanged cooling water flowing through the heat transfer tube 7 has a temperature of approximately 15 to 50 ° C.
  • a to-be-cooled (process) gas of about 100 to 150 ° C. supplied from the gas compressor (not shown) into the gas cooler body 1 through the gas inlet 4 passes through the heat exchanger 6, that is, the heat transfer fins 8.
  • the cooled gas is supplied again to the gas compressor from the gas outlet 5 through a pipe (not shown), and the compression is repeated.
  • FIG. 4 shows a main part of the heat exchanger 6, (a) is a partial front view, and (b) is a partial side view.
  • the outer diameter of the heat transfer tube 7 is d 0
  • the pipe pitch of the heat transfer tube 7 is S 1 (orthogonal to the flow direction of the gas to be cooled)
  • S 2 the flow direction of the gas to be cooled
  • the pipe pitch of the heat transfer tube 7 in the flow direction of the cooling gas in the present invention is defined as S 2 rather than S 3.
  • the heat transfer tube 7 was made of SUS304, and the thickness of the heat transfer tube 7 was about 1.7 mm.
  • the heat transfer fins 8 were made of 1050 alloy-based aluminum, and the plate thickness was about 0.35 mm. Moreover, the temperature of the to-be-cooled gas was about 120 ° C., and the cooling water flowing into the heat transfer tube 7 was 45 ° C.
  • the pressure loss of the gas side increases by increased flow rate of the outer tube (gas side).
  • the reference value of the pressure loss is about 2% of the inlet process gas pressure, and when the inlet pressure is about 1 to 5 (kg / cm 2 ), about 200 to 1000 mmAq is desirable.
  • permissible pressure loss becomes less than it.
  • the outer diameter d 0 of the heat transfer tube 7 is preferably 20 to 30 mm.
  • a more preferable outer diameter d 0 of the heat transfer tube 7 is 23 to 27 mm.
  • the pitch S 1 and the pitch S 2 are set in the range of 30 to 50 mm in consideration of the heat transfer coefficient U and the pressure loss ⁇ P.
  • a preferable pitch S 1 and pitch S 2 are 35 to 45 mm.
  • the contact resistance generated between the heat transfer tube 7 and the heat transfer fin 8 is reduced by interposing the filler 9 between the heat transfer tube 7 and the heat transfer fin 8, and the pressure loss ⁇ P outside the tube.
  • the heat transfer coefficient U can be improved without changing.
  • the heat transfer coefficient U can be improved by at least about 20%. Therefore, the size of the gas cooler 10 can be reduced by about 20%, and at the same time, it contributes to cost reduction.
  • the thermal conductivity of the heat transfer tubes 7 and the heat transfer fins 8 can be improved by setting the tube expansion ratio within a predetermined range when the heat transfer tubes 7 are expanded. Expansion ratio, the outside diameter d D of the die shown in FIG. 9, the thickness [Delta] d T of the heat transfer tube, the heat transfer fins inside diameter d of the pre-expanded pipe fin1, and is stopped than the relationship of the heat transfer tube outside diameter d TO2 after pipe expansion.
  • the tube expansion ratio derived by the following formula is 0.3 to 1.5%.
  • Tube expansion rate (%) ⁇ heat-transfer tube outer diameter d TO2 after tube expansion ⁇ heat-transfer fin inner diameter d fin1 before tube expansion ⁇ / heat-transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ 100 ⁇ ⁇ (die outer diameter d D + heat-transfer tube wall thickness ⁇ d before tube expansion ) T ) -heat transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ before tube expansion / heat transfer fin inner diameter d fin1 ⁇ 100 before tube expansion
  • the contact heat transfer coefficient between the heat transfer tubes 7 and the heat transfer fins 8 increases as the tube expansion rate increases.
  • the contact heat transfer coefficient is less than about 5000 W / (m 2 ⁇ K), the contact resistance becomes dominant.
  • the contact heat transfer rate is preferably about 5000 W / (m 2 ⁇ K) or more.
  • the tube expansion rate increases to 1.5% or more, the elastic force with which the heat transfer fins 8 tighten the heat transfer tubes 7 is lowered, and the contact is loosened. As a result, the heat transfer fins 8 are tilted, and the heat transfer fins 8 are distorted to reduce the dimensional accuracy. Therefore, the tube expansion rate is preferably 0.3 to 1.5%, and more preferably 0.5 to 1.0%.

Abstract

　フィン・チューブ方式の熱交換器を備えるガスクーラの伝熱性能を向上する。　熱交換器６を備え、外部から導入される加熱された被冷却ガスと熱交換器６との間で熱交換することで、被冷却ガスを冷却して外部に排出するガスクーラ１０であって、熱交換器６は、互いに所定の間隙を介して並設され、間隙を被冷却ガスが流れる複数の伝熱フィン８と、伝熱フィン８を貫通し、被冷却ガスが流れる向きに沿って複数列設けられる伝熱管７と、を備え、伝熱管７の外径ｄ０が２０～３０ｍｍであることを特徴とする。

Description

ガスクーラ
　本発明は、ガス圧縮機等から排出される高温のガスを冷却するガスクーラに関し、特に熱交換器の伝熱性能を向上することにより小型化を可能とするガスクーラに関するものである。
　ガス圧縮機から排出される１００℃以上の高温に加熱されたガスを冷却するために、ガスクーラが用いられる。このガスクーラは、高温のガスと冷却媒体とを熱交換させる熱交換器を備えている。本熱交換器の型式は、シェル・アンド・チューブ方式となる。また熱交換器チューブとしてはベアチューブ（例えば、特許文献１、特許文献２）とフィン・チューブ方式とが知られている。ベアチューブ方式は、伝熱面積を多くするために、伝熱管の本数を多くし、または伝熱管の長さを長くしなければならず、ガスクーラのサイズが大きくなる難点がある。特に、ガス圧縮機の大容量化に伴って、同一のサイズにおいて、より効率よく高温のガスを冷却する必要性に対しては、フィン・チューブ方式の熱交換器は、フィンピッチを変えるだけで、伝熱面積を大きくできるので、サイズの大型化を最小限に抑えつつ、伝熱性能を向上できる。
　しかし、フィンピッチを小さくすることに限界があるために、フィン・チューブ方式の熱交換器においても、フィンピッチを調整する以外の方法により、伝熱性能を向上することが望まれる。
　フィン・チューブ方式の熱交換器は、よく知られるように、空気調和装置（以下、空調）にも用いられている。空調に用いられるフィン・チューブ方式の熱交換器について、伝熱性能を向上するための提案がいくつかなされている。例えば、特許文献３は、伝熱管の外径をＤＯ、被冷却ガスの流れ方向の伝熱管の配列ピッチをＬ１、被冷却ガスの流れ方向と垂直な方向の伝熱管の配列ピッチをＬ２とすると、１．２ＤＯ≦Ｌ１≦１．８ＤＯ、２．６ＤＯ≦Ｌ２≦３．３ＤＯを満足する、フィン・チューブ方式の熱交換器を開示している。また、特許文献４は、フィンの幅寸法Ｗを、２２．２≦Ｗ≦２６．２ｍｍにすることを提案している。
特開２００８－６５４１２号公報 特開２００８－２５６３０３号公報 特開昭６３－３１８６号公報 特開２００４－２４５５３２号公報
　ところが、特許文献３、特許文献４等による提案は主に空調用等の熱交換器を対象としたものと考えられ、圧縮機用のような１００℃を超える被冷却ガスを対象としておらず、圧縮機用熱交換器として所定の伝熱性能を確保する事が可能か不明な状態であった。
　本発明は、このような圧縮機用ガスクーラとしての技術的課題に基づいてなされたもので、フィン・チューブ方式の熱交換器を備えるガスクーラの伝熱性能を向上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に、熱交換器の仕様について検討を行ったところ、伝熱管の外径を特定の範囲にすることにより、１００～１５０℃程度の被冷却ガスの冷却に際して、圧力損失を抑えつつ、高い熱伝達率が得られることを知見した。本発明はこの知見に基づくものであり、熱交換器を備え、外部から導入される加熱された被冷却ガスと熱交換器との間で熱交換させることで、被冷却ガスを冷却して外部に排出するガスクーラであって、熱交換器は、互いに所定の間隙を介して並設され、この間隙を被冷却ガスが流れる複数の伝熱フィンと、複数の伝熱フィンを貫通し、被冷却ガスが流れる向きに沿って複数列設けられる伝熱管と、を備え、伝熱管の外径ｄ０が２０～３０ｍｍであることを特徴とする。
　本発明のガスクーラにおいて、被冷却ガスの流れる向きに直交する方向における伝熱管のピッチをＳ１、被冷却ガスの流れる向きにおける伝熱管のピッチをＳ２とすると、Ｓ１を３０～５０ｍｍ、Ｓ２を３０～５０ｍｍとすることが、圧力損失を抑えつつ、高い熱伝達率を得るのに有利である。
　また本発明のガスクーラにおいて、伝熱フィンと伝熱管とが、充填材を介して接合されていることが、熱伝達率の向上にとって好ましい。
　さらに、本発明のガスクーラにおいて、充填材が伝熱性接着剤であることが好ましい。
　本発明のガスクーラにおいて、伝熱管の外径は、ダイスを伝熱管の内部に押し込むことで拡げられ、伝熱管の拡管率が０．３～１．５％であることが、高い接触熱伝達率を得るのに有利である。但し、拡管率（％）＝{拡管後伝熱管外径ｄＴＯ２－拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１}／拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１×１００≒{（ダイス外径ｄＤ＋伝熱管肉厚△ｄＴ）－拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１}／拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１×１００である。
　本発明によれば、圧力損失を抑えつつ、高い熱伝達率が得られるので、ガスクーラ（熱交換器）を小型にしても、高温の被冷却ガスを十分に冷却できる。
本実施の形態におけるガスクーラの概略構成を示す図である。 本実施の形態による伝熱管と伝熱フィンとの接合方法を示す断面図である。 本実施の形態による伝熱管と伝熱フィンとを充填材を介して接合した部分を示す断面図である。 熱交換器の要部を示し、伝熱管７の外径ｄ０、伝熱管７の配管ピッチＳ１、Ｓ２を示す図である。 伝熱管の外径ｄ０と、熱伝達率、圧力損失との関係を示すグラフである。 伝熱管の配管ピッチＳ１と、熱伝達率、圧力損失との関係を示すグラフである。 伝熱管の配管ピッチＳ２と、熱伝達率、圧力損失との関係を示すグラフである。 伝熱性接着剤の介在有無と、熱伝達率、圧力損失との関係を示すグラフである。 本実施の形態による伝熱管と伝熱フィンの接合と寸法を示す断面図である。 拡管率と接触熱伝達率との関係を示すグラフである。
　以下、添付図面に示す実施の形態に基づいてこの発明を詳細に説明する。
　図１は、本実施の形態におけるガスクーラ１０の概略構成を示す図である。
　ガスクーラ１０は、例えばガス圧縮機（図示せず）に供給されるプロセスガス（被冷却ガス）を冷却水（冷却媒体）で冷却するフィン・チューブ方式の熱交換器６を備える。
　ガスクーラ１０は、横置きのドラム状に形成されるガスクーラ本体１を備え、その長手方向の一端側に冷却水入口２と、冷却水出口３が設けられている。また、ガスクーラ１０は、ガスクーラ本体１の外周面にガス入口４とガス出口５が開口形成される。
　ガスクーラ本体１の内部には、熱交換器６が設けられている。熱交換器６は、クーラ本体１の長手方向に沿って互いに所定の間隙を介して並設され、この間隙をプロセスガスが流れる複数の伝熱フィン８と、伝熱フィン８を貫通し、被冷却ガスが流れる向きに沿って複数列設けられる伝熱管７とを備えている。
　伝熱管７、伝熱フィン８を構成する材料を本発明は限定するものでないが、各々、以下とするのが好ましい。
　伝熱管７は、ＳＵＳ３０４、キュプロ・ニッケル合金、チタン合金および銅材等により構成される。
　また、伝熱フィン８は、アルミニウム（合金含む）又は銅（合金含む）が好ましい。アルミニウムとしては、成形性および熱伝導性が優れる純アルミニウム系の１０００系合金（特に１０５０）合金が好ましい。
　熱交換器６において、伝熱管７と伝熱フィン８との接合は、ろう付でもよいが、コスト面およびアルミニウム合金とステンレス鋼のロウ付けは困難であることから、伝熱管７の径を拡げる拡管方式が好ましい。図２に、拡管方式のイメージを示すが、伝熱フィン８の貫通孔に伝熱管７を挿入した後に、ダイスＤを伝熱管７内に押し込んで、伝熱管７の径を広げることにより、伝熱管７と伝熱フィン８に塑性変形を生じさせて接合する。
　拡管方式により伝熱管７と伝熱フィン８とを接合する場合、図３に示すように、伝熱管７と伝熱フィン８との間に、充填材９を介在させることが、伝熱管７と伝熱フィン８との間の伝熱性能を向上するために好ましい。拡管方式の場合、伝熱管７と伝熱フィン８に塑性変形が生じるが、微視的にはこの変形が不規則に起こるため、伝熱管７と伝熱フィン８の間に隙間ができるおそれがある。そこで、伝熱管７と伝熱フィン８の間に、充填材９を介在させることにより、隙間を埋めて、有効伝熱面積を拡大することにより、伝熱性能の向上が可能となる。
　充填材９としては、伝熱性接着剤を用いるのが好ましい。伝熱性接着剤としては、熱硬化性樹脂からなる接着剤マトリックス中に、伝熱物質としての金属フィラーを含有させたものを用いることができる。金属フィラーとしては、アルミニウム、銅、銀等を用いる。金属フィラーは、３０～５０体積％程度の範囲で含まれていれば、伝熱管７と伝熱フィン８の間に十分な熱伝導性を与える。接着剤マトリックスとしては、エポキシ樹脂系、ポリエステル系、ポリウレタン系、フェノール樹脂系等、公知の物質を用いることができる。このような伝熱性接着剤は、熱交換器６の製造段階で加熱して硬化させることができるし、ガスクーラ１０に未硬化状態で組み込んだ後に、高温の被冷却ガスと触れることにより、硬化させることもできる。
　充填材９としては、以上の伝熱性接着剤の他に、１５０℃程度の耐熱性を有する各種硬化剤、接着剤等を用いることができる。いずれも、伝熱管７と伝熱フィン８の隙間を埋め、かつ伝熱管７と伝熱フィン８の間に十分な熱伝導性を与えることができる。
　図示しない冷却水供給源から冷却水入口２より供給された冷却水は、各伝熱管７を順番に流れることにより熱交換器６内を循環した後に冷却水出口３より排出される。伝熱管７内を流れる熱交換された冷却水は、概ね１５～５０℃程度の温度である。一方、図示しないガス圧縮機からガス入口４よりガスクーラ本体１内に供給された１００～１５０℃程度の被冷却（プロセス）ガスは、熱交換器６、つまり伝熱フィン８の間を通過する過程で、伝熱管７を流れる冷却水と熱交換されて１５～５０℃程度に冷却される。冷却されたガスは、ガス出口５より図示しない配管を介して再度ガス圧縮機へと供給され、圧縮が繰り替えされる。
　図４は、熱交換器６の要部を示し、（ａ）は部分正面図、（ｂ）は部分側面図である。
　図４において、伝熱管７の外径をｄ０、伝熱管７の配管ピッチをＳ１（被冷却ガスの流れ方向と直交）、Ｓ２（被冷却ガスの流れ方向）とする。なお、本発明における被冷却ガスの流れ方向の伝熱管７の配管ピッチは、Ｓ３ではなくＳ２と定義される。これらが熱交換器６の熱伝達率（総括熱伝達率）Ｕ、熱交換器６を通過する被冷却ガスの圧力損失ΔＰに与える影響を調べた。なお、伝熱管７はＳＵＳ３０４で製作し、伝熱管７の肉厚は約１．７ｍｍとした。伝熱フィン８は１０５０合金系のアルミニウムで作製し、板厚を約０．３５ｍｍとした。また、被冷却ガスの温度を約１２０℃、伝熱管７内に流す冷却水を４５℃とした。
＜伝熱管７外径ｄ０＞
　伝熱管７の外径ｄ０を変えて、熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰを測定した。熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰの傾向を図５に示す。
　なお、Ｓ１、Ｓ２は、以下の通りとした。
　Ｓ１＝４０ｍｍ、Ｓ２＝４０ｍｍ
　図５より、外径ｄ０を大きくすることにより、熱伝達率Ｕが向上することがわかる。この理由は、明らかではないが、以下によるものと推察される。
（１）伝熱管７の外径ｄ０を大きくすると、単位体積あたりの伝熱フィン８の伝熱面積は減少するが、伝熱管７外を流れる被冷却ガスの流速が増加し伝熱フィン８表面、伝熱管７外表面の熱伝達率が増大する。
（２）また、伝熱管７の配管ピッチが狭まることによりフィン効率が増大、フィンの有効伝熱面積が増加し、伝熱管７の管外側の熱伝達率が増加し、総括熱伝達率Ｕが増加することが考えられる。
　しかし、伝熱管７の外径ｄ０を大きくすると、管外(ガス側)の流速増加によりガス側の圧力損失が大きくなる。冷却されたガスをガス圧縮機に循環させることを考慮すると、圧力損失は可能な限り小さいことが望まれる。なお、圧力損失の目安値は入口プロセスガス圧力の約２％程度であり、入口圧力が１～５（ｋｇ／ｃｍ２)程度の場合、約２００～１０００ｍｍＡｑ程度であることが望まれる。また、圧縮機とガスクーラ間の循環ライン等の圧損を考慮すると許容圧力損失はそれ以下となる。
　以上を考慮すると本発明は、伝熱管７の外径ｄ０を２０～３０ｍｍにすることが好ましい。より好ましい伝熱管７の外径ｄ０は、２３～２７ｍｍである。
　外径ｄ０を大きくすることによる他の効果として、以下が掲げられる。伝熱管７の外径部と伝熱フィン８の根元部との接触は、前述したように、拡管法により行なわれるが、この接触力は直径の２乗の逆数に反比例、拡管量に比例する。したがって、伝熱管７の外径ｄ０が大きいほど、拡大量の誤差の影響を受けにくくなり、製造の管理が容易になる。
＜伝熱管７ピッチＳ１、Ｓ２＞
　伝熱管７のピッチＳ１を変えて、熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰを測定した。熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰの傾向を図６に示す。
　なお、伝熱管７の外径ｄ０、伝熱管７のピッチＳ２は、以下の通りとした。
　ｄ０＝２５．４ｍｍ、Ｓ２＝４０ｍｍ
　伝熱管７のピッチＳ２を変えて、熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰを測定した。熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰの傾向を図７に示す。
　なお、伝熱管７の外径ｄ０、伝熱管７のピッチＳ１は、以下の通りとした。
　ｄ０＝２５．４ｍｍ、Ｓ１＝４０ｍｍ
　図６より、ピッチＳ１を狭くすると、熱伝達率Ｕが向上する。同様に、図７より、ピッチＳ２を狭くすると、熱伝達率Ｕが向上する。伝熱管７外を流れる被冷却ガスの流速が増加し伝熱フィン８表面、伝熱管７外表面の熱伝達率Ｕが増大するためと解される。本発明では、熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰを考慮して、ピッチＳ１及びピッチＳ２を３０～５０ｍｍの範囲にする。好ましいピッチＳ１及びピッチＳ２は、３５～４５ｍｍである。
＜充填材９＞
　伝熱管７と伝熱フィン８との間に、充填材として伝熱性接着剤を施工した場合の最大の効果を熱伝達率Ｕ及び圧力損失ΔＰに関し評価した。結果を図８に示す。ここで、施工する伝熱性接着剤は、接着剤自体の厚さがチューブの肉厚およびフィンの肉厚に比較し薄く、熱抵抗として無視できると想定した場合の最大効果の評価を行った。
　なお、ｄ０、Ｓ１、Ｓ２は、以下の通りとした。
　ｄ０＝２５．４ｍｍ、Ｓ１＝４０ｍｍ、Ｓ２＝４０ｍｍ
　図８より、伝熱管７と伝熱フィン８との間に、充填材９を介在させることにより、伝熱管７と伝熱フィン８との間に生じる接触抵抗を低減、管外の圧力損失ΔＰを変化させることなく、熱伝達率Ｕを向上できる。
　以上の本実施の形態によれば、熱伝達率Ｕを少なくとも約２０％程度向上できる。したがって、ガスクーラ１０のサイズを約２０％程度小さくでき、同時にコスト低減にも寄与する。
　また、伝熱管７と伝熱フィン８の熱伝導性は、伝熱管７の拡管に際し、拡管率を所定の範囲とすることで向上することもできる。拡管率は、図９に示されるダイスの外径ｄＤ、伝熱管の肉厚ΔｄＴ、拡管前の伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１、および拡管後の伝熱管外径ｄＴＯ２の関係よりもとめられる。本発明では、下記の式により導き出される拡管率が０．３～１．５％であることが好ましい。
　拡管率（％）＝{拡管後伝熱管外径ｄＴＯ２－拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１}／拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１×１００≒{（ダイス外径ｄＤ＋伝熱管肉厚ΔｄＴ）－拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１}／拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１×１００
　図１０に示すように、拡管率が増大するほど、接合された伝熱管７と伝熱フィン８との接触熱伝達率は増加する。接触熱伝達率が約５０００Ｗ／（ｍ２・Ｋ）未満であると、接触抵抗が支配的となるため、接触熱伝達率は約５０００Ｗ／（ｍ２・Ｋ）以上であることが好ましい。一方、拡管率が１．５％以上に増大すると伝熱フィン８が伝熱管７を締め付ける弾性力が低下し、接触が緩んでしまう。その結果、伝熱フィン８の倒れ等が発生し、伝熱フィン８にゆがみが生じて寸法の精度が低下する。よって、拡管率は０．３～１．５％であることが好ましく、０．５～１．０％であることがさらに好ましい。
　これ以外にも、本発明の主旨を逸脱しない限り、上記実施の形態で挙げた構成を取捨選択したり、他の構成に適宜変更することが可能である。
　１０…ガスクーラ
　１…ガスクーラ本体、２…冷却水入口、３…冷却水出口、４…ガス入口、５…ガス出口
　６…熱交換器、７…伝熱管、８…伝熱フィン
　ｄ０…外径、Ｓ１…ピッチ、Ｓ２…ピッチ
　ｄＤ…ダイス外径、ΔｄＴ…伝熱管肉厚、ｄｆｉｎ１…拡管前伝熱フィン内径、ｄＴＯ２…拡管後伝熱管外径

Claims (8)

  1. 　熱交換器を備え、外部から導入される加熱された被冷却ガスと前記熱交換器との間で熱交換することで、前記被冷却ガスを冷却して外部に排出するガスクーラであって、
    　前記熱交換器は、
    　互いに所定の間隙を介して並設され、前記間隙を前記被冷却ガスが流れる複数の伝熱フィンと、
    　前記複数の伝熱フィンを貫通し、前記被冷却ガスが流れる向きに沿って複数列設けられる伝熱管と、を備え、
    　前記伝熱管の外径ｄ０が２０～３０ｍｍであることを特徴とするガスクーラ。
  2. 　前記被冷却ガスの流れる向きに直交する方向における前記伝熱管のピッチをＳ１、前記被冷却ガスの流れる方向における前記伝熱管のピッチをＳ２とすると、Ｓ１が３０～５０ｍｍ、Ｓ２が３０～５０ｍｍであることを特徴とする請求項１に記載のガスクーラ。
  3. 　前記伝熱管の外径ｄ０が２３～２７ｍｍであることを特徴とする請求項１に記載のガスクーラ。
  4. 　前記伝熱管のピッチＳ１及びピッチＳ２は３５～４５ｍｍであることを特徴とする請求項２に記載のガスクーラ。
  5. 　前記伝熱フィンと前記伝熱管とが、充填材を介して接合されていることを特徴とする請求項１又は２に記載のガスクーラ。
  6. 　前記充填材は、伝熱性接着剤であることを特徴とする請求項５に記載のガスクーラ。
  7. 　前記伝熱管の外径は、ダイスを前記伝熱管の内部に押し込むことで拡げられ、前記伝熱管の拡管率は０．３～１．５％であることを特徴とする請求項１に記載のガスクーラ。但し、拡管率（％）＝{拡管後伝熱管外径ｄＴＯ２－拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１}／拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１×１００≒{（ダイス外径ｄＤ＋伝熱管肉厚△ｄＴ）－拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１}／拡管前伝熱フィン内径ｄｆｉｎ１×１００
  8. 　前記伝熱管の前記拡管率が０．５～１．０％であることを特徴とする請求項７に記載のガスクーラ。
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