(57)【要約】【課題】  圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上が図れる向流型プレートフィン式熱交換器を提供する。【解決手段】  この向流型プレートフィン式熱交換器は、プレ−ト２２と波板状の伝熱フィン２３とが交互に複数段に積層されて、各層のプレート２２，２２間に気体の流れる流体流路１ｃ，１ｅが構成される。各層の流体流路は、高温流体が流れる高温流体流路１ｅと、低温流体が流れる低温流体流路１ｃとに交互に分けられ、かつ高温流体流路１ｅと低温流体流路１ｃの流れ方向が互いに向かい合う。高温流体流路１ｅと低温流体流路１ｃとでは、伝熱フィン２３の形状を互いに異ならせている。【選択図】      図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
プレ−トと波板状の伝熱フィンとが交互に複数段に積層されて、各層のプレート間に気体の流れる流体流路が構成され、前記各層の流体流路は、高温流体が流れる高温流体流路と、低温流体が流れる低温流体流路とに交互に分けられ、かつ高温流体流路と低温流体流路の流れ方向が互いに向かい合う向流型プレートフィン式熱交換器において、
前記高温流体流路と低温流体流路とで、前記伝熱フィンの形状が互いに異なる向流型プレートフィン式熱交換器。
【請求項２】
請求項１において、前記高温流体流路と低温流体流路のうち、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱面積を低い側の流体流路の伝熱面積よりも広くした向流型プレートフィン式熱交換器。
【請求項３】
請求項１または請求項２において、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの波配列ピッチを、流入する気体の圧力が低い側の流体流路の伝熱フィンの波配列ピッチよりも狭くした向流型プレートフィン式熱交換器。
【請求項４】
請求項１ないし請求項３のいずれか１項において、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの断面積を、流入する気体の圧力が低い側の流体流路の伝熱フィンの断面積よりも小さくした向流型プレートフィン式熱交換器。
【請求項５】
請求項１ないし請求項４のいずれか１項において、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの波山高さを、流入する気体の圧力が低い側の流体流路の伝熱フィンの波山高さよりも低くした向流型プレートフィン式熱交換器。
【請求項６】
請求項１ないし請求項５のいずれか１項において、前記プレートおよび伝熱フィンをアルミ合金製とした向流型プレートフィン式熱交換器。
【請求項７】
請求項１ないし請求項６のいずれか１項に記載の向流型プレートフィン式熱交換器を用いたコンテナ用空気サイクル冷凍システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、向流型プレートフィン式熱交換器およびこれを用いたコンテナ用空気サイクル冷凍システムに関する。
【背景技術】
【０００２】
空気サイクル冷凍冷却システムは、冷媒として空気を用いるため、フロンやアンモニアガス等を用いる場合に比べてエネルギー効率が不足するが、環境保護の面では好ましい。また、冷凍倉庫等のように、冷媒空気を直接吹き込むことができる施設では、庫内ファンの省略等によってトータルコストを引き下げられる可能性があり、このような用途で空気サイクル冷凍冷却システムが提案されている（例えば特許文献１）。
また、−３０℃〜−６０℃のディープ・コール領域では、空気冷却の理論効率は、フロンやアンモニアガスと同等以上になることが知られている。ただし、上記空気冷却の理論効率を得ることは、最適に設計された周辺装置があって、初めて成り立つとも述べられている。周辺装置は、圧縮機や膨張タービン等である。
【０００３】
圧縮機、膨張タービンとしては、コンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取り付けたタービンユニットが用いられている。空気サイクル冷凍システムには冷凍庫から圧縮機に流入する戻り空気と膨張タービン入口前の空気を熱交換する熱回収熱交換器と、圧縮機で高温になった空気を外部冷却媒体との熱交換で冷却する放熱用熱交換器とを備える。空気サイクル冷凍システムをコンテナ用に用いる場合には、冷凍能力に大きく寄与する熱交換器の温度効率を向上させることと同時に小型化も求められる。
【特許文献１】特許第２６２３２０２号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
空気サイクル冷凍システムには、熱回収用熱交換器と放熱用熱交換器が備えられる。熱回収用熱交換器は、冷凍庫から圧縮機に流入する戻り空気と膨張タービン入口前の空気を熱交換するもので、空気対空気の熱交換器である。放熱用熱交換器は、圧縮機で高温になった空気を外部冷却媒体との熱交換で冷却するもので、大型冷凍倉庫の場合には冷却媒体としてチラー冷却水が用いられる場合が多いが、コンテナ用冷凍機は、チラーを持たないため空気を用いざるを得ない。
【０００５】
空気対空気の熱交換が高効率で行なえ、かつ低損失を実現できる熱交換器としては、図５に示す構造の向流型プレートフィン式熱交換器がある。向流型プレートフィン式熱交換器は、同図のように、プレート３２と伝熱フィン３３を複数段に積層して多段の流体流路３１を構成し、これら多段の流体流路３１に高温流体と低温流体を交互に流すことで熱交換するものである。プレート３２および伝熱フィン３３の材料には、熱伝導率が良く軽量でロウ付け構造が容易にできることから、アルミ材が用いられることが多い。この向流型プレートフィン式熱交換器において熱交換量を大きくするためには、フィン面積の増加、およびプレート３２と伝熱フィン３３の段数の増加が有効である。一方、コンテナ用途に利用する場合には、冷凍ユニットの配置スペースが制限されるため、上記した熱交換量増大の対策を講じると、プレート３２と伝熱フィン３３からなる流体流路３１の断面積が小さくなり、圧力損失が大きくなるといった欠点がある。なお、空気サイクル冷凍システムでは、熱回収用熱交換器の熱交換効率向上と、圧縮機から膨張機までの経路の圧力損失の低減とが冷凍能力に大きく寄与する。
【０００６】
この発明の目的は、圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上が図れる向流型プレートフィン式熱交換器を提供することである。
この発明の他の目的は、熱交換効率の向上により、冷凍能力の向上を図ることができるコンテナ用空気サイクル冷凍システムを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
この発明の向流型プレートフィン式熱交換器は、プレ−トと波板状の伝熱フィンとが交互に複数段に積層されて、各層のプレート間に気体の流れる流体流路が構成され、前記各層の流体流路は、高温流体が流れる高温流体流路と、低温流体が流れる低温流体流路とに交互に分けられ、かつ高温流体流路と低温流体流路の流れ方向が互いに向かい合う向流型プレートフィン式熱交換器において、前記高温流体流路と低温流体流路とで、前記伝熱フィンの形状が互いに異なるものとしている。
伝熱フィンの形状を異ならせることにより、例えば、前記高温流体流路と低温流体流路のうち、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱面積を低い側の流体流路の伝熱面積よりも広くすると、圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上が図れる。
【０００８】
この発明において、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの波配列ピッチを、流入する気体の圧力が低い側の流体流路の伝熱フィンの波配列ピッチよりも狭くしても良い。
流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの波配列ピッチを狭くすると、その流体流路の伝熱面積が広くなるので、これにより圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上が図れる。
【０００９】
この発明において、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝導熱フィンの断面積を、流入する気体の圧力が低い側の流体流路の伝熱フィンの断面積よりも小さくしても良い。
流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの断面積を小さくすると、熱交換器のダクト21の面積を変更せずに、プレートと伝熱フィンの積層段数を増加させることができるので、圧力損失の増加を最小に抑えながら、熱交換効率を向上させることができる。
【００１０】
この発明において、流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの波山高さを、流入する気体の圧力が低い側の流体流路の伝熱フィンの波山高さよりも低くしても良い。
流入する気体の圧力が高い側の流体流路の伝熱フィンの波山高さを低くすると、熱交換器のダクト21の面積を変更せずに、プレートと伝熱フィンの積層段数を増加させることができるので、これにより圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上が図れる。
【００１１】
この発明において、前記プレートおよび伝熱フィンをアルミ合金製としても良い。
プレートや伝熱フィンがアルミ合金製であると、熱伝導率が良く、軽量で、ロウ付けにより熱交換器を容易に構成できる。
【００１２】
この発明のコンテナ用空気サイクル冷凍システムは、上記したいずれかの発明の向流型プレートフィン式熱交換器を用いたものである。
このように、コンテナ用空気サイクル冷凍システムの熱交換器として、上記したいずれかの発明の向流型プレートフィン式熱交換器を用いた場合、熱交換器の熱交換効率の向上により冷凍能力を向上させることができる。
【発明の効果】
【００１３】
この発明の向流型プレートフィン式熱交換器は、プレ−トと波板状の伝熱フィンとが交互に複数段に積層されて、各層のプレート間に気体の流れる流体流路が構成され、前記各層の流体流路は、高温流体が流れる高温流体流路と、低温流体が流れる低温流体流路とに交互に分けられ、かつ高温流体流路と低温流体流路の流れ方向が互いに向かい合う向流型プレートフィン式熱交換器において、前記高温流体流路と低温流体流路とで、前記伝熱フィンの形状が互いに異なるものとしたため、圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上を図ることができる。
この発明のコンテナ用空気サイクル冷凍システムは、上記発明の向流型プレートフィン上記熱交換器を用いたため、冷凍能力を向上させることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
この発明の一実施形態を図１および図２と共に説明する。図１は、この実施形態の向流型プレートフィン式熱交換器を用いたコンテナ用空気サイクル冷凍システムの全体の系統図を示す。このコンテナ用空気サイクル冷凍システムは、コンテナ用冷凍庫の被冷却部の空気を直接に冷媒として冷却する装置であり、コンテナの一部にシステム全体が格納されている。先ず、空気サイクル冷凍システムの全体構成について説明し、次に向流型プレートフィン式熱交換器の構成について説明する。
【００１５】
図１に示すように、この空気サイクル冷凍システムは、被冷却部１２にそれぞれ開口した空気の庫内吸い込み口１ａから庫内噴出口１ｂに至る冷媒経路１を有している。この冷媒経路１に、空気サイクル冷凍用タービンユニット５の空気圧縮機６、放熱用熱交換器２、熱回収用熱交換器３，および前記タービンユニット５の空気膨張機７が順に設けられている。
【００１６】
タービンユニット５の空気圧縮機６は、被冷却部１２からの戻り空気であって前記熱回収用熱交換器３を経て流入する空気を圧縮する。放熱用熱交換器２は、前記空気圧縮機６で圧縮されて高圧・高温となった空気が流入する高温流体流路１ｄと、外部冷媒である冷却空気が流入する低温流体流路８との間で熱交換を行なって、空気圧縮機６により圧縮された空気を１次冷却する。熱回収用熱交換器３は、前記放熱用熱交換器２と空気膨張機７の間の高圧・高温となった空気が流入する高温流体流路１ｅと、被冷却部１２と空気圧縮機６の間の冷却空気が流入する低温流体流路１ｃとの間で熱交換を行なって、空気膨張機７に入る前の圧縮空気を２次冷却する。タービンユニット５の空気膨張機７は、前記熱回収用熱交換器３で２次冷却された圧縮空気を断滅膨張させることで、さらに冷却して被冷却部１２に供給する。
【００１７】
このコンテナ用空気サイクル冷凍システムは、被冷却部１２を０℃〜−６０℃程度に保つシステムであり、被冷却部１２から冷媒経路１の庫内吸い込み口１ａに圧力０．１Ｍｐａで０℃〜−６０℃程度の空気が流入する。なお、以下に示す温度および圧力の数値は、一応の目安となる一例である。庫内吸い込み口１ａに流入した空気は、熱回収用熱交換器３での熱交換により冷媒経路１中の後段の空気冷却に使用され、３０℃まで昇温する。この昇温した空気は圧力０．１Ｍｐａのままタービンユニット５の空気圧縮機６に流入して、ここで圧力０．１８Ｍｐａに圧縮させられ、その圧縮により１１０℃まで昇温する。この圧縮空気は、放熱用熱交換器２により４０℃に１次冷却される。
【００１８】
放熱用熱交換器２で１次冷却された４０℃の圧縮空気は、熱回収用熱交換器３でさらに−２０℃まで２次冷却される。圧力は空気圧縮機６から排出されたときの０．１８Ｍｐａに維持される。
熱回収用熱交換器３で−２０℃まで冷却された空気は、タービンユニット５の空気膨張機７により断熱膨張され、−５０℃まで冷却されて庫内噴出口１ｂから被冷却部１２に排出される。この空気サイクル冷凍システムは、このような冷凍サイクルを行う。
【００１９】
タービンユニット５では、軸受により回転自在に支持された主軸１３の両端に、空気圧縮機６のコンプレッサ翼車および空気膨張機７のタービン翼車がそれぞれ取付けられている。主軸１１には動力部１４が同軸に設けられ、この動力部１４による駆動力と空気膨張機７のタービン翼車で発生した動力により、空気圧縮機６のコンプレッサ翼車が駆動される。
【００２０】
図２（Ａ），（Ｂ）は、前記熱回収用熱交換器３の断面図および側面図を示す。この熱回収用熱交換器３は向流型プレートフィン式熱交換器からなる。すなわち、この熱回収用熱交換器３は、例えば断面方形としたダクト２１内に、プレート２２と波板状の伝熱フィン２３とが交互に複数段積層されて、各プレート２２間に流体流路１ｃ，１ｅが構成される。各層の流体流路は、前記空気圧縮機６から放熱用熱交換器２を経てきた高圧・高温の空気が流入する高温流体流路１ｅと、被冷却部１０から庫内吸い込み口１ａを経てきた低温の空気（大気圧）が流入する低温流体流路１ｃとに交互に分けられ、かつ高温流体流路１ｅと低温流体流路１ｃの流れ方向が互いに向かい合うようにされている。高温流体流路１ｅと低温流体流路１ｃとは、伝熱フィン２３の形状が互いに異ならせてある。
【００２１】
熱回収用熱交換器３を構成するプレート２２や伝熱フィン２３はアルミ合金製とされている。プレート２２や伝熱フィン２３がアルミ合金製であると、熱伝導率が良く、軽量で、ロウ付けにより熱回収熱交換器３を容易に構成できる。
【００２２】
このような構成の熱交換器において、空気圧縮機６で圧縮された高圧空気が流入する高温流体流路１ｅでの圧力損失ΔＰは、次式（１）で計算できる。
ΔＰ＝λ・Ｌ／ｄ・ρｕ2 ／２    ……（１）
ただし、
λ：抵抗係数
Ｌ：流路長さ
ｄ：流路相当直径
ρ：流体密度
ｕ：流体の流速
【００２３】
熱回収用熱交換器３の場合、高温流体流路１ｅに流入する気体（空気）と低温流体流路１ｃに流入する気体（空気）の水当量が等しい、つまり質量流量が一定である。この場合、流入する気体（空気）の圧力が２倍になると密度ρが２倍になるが、気体（空気）の体積は１／２になり流速ｕも１／２になる。このことから、（１）式により、質量流量が一定の条件においては、流入する気体（空気）の圧力が２倍になると、圧力損失は１／２となることがわかる。
そこで、この熱回収用熱交換器３では、上記したように高温流体流路１ｅと低温流体流路１ｃとの間で伝熱フィン２３の形状を互いに異ならせることで、高温・高圧の空気が流入する高温流体流路１ｅでの伝熱面積を、流入空気の圧力が低い（大気圧）低温流体流路１ｃでの伝熱面積よりも広くし、これにより圧力損失の増加を最小に抑えながら熱交換効率の向上を図っている。つまり、流体流路の伝熱面積を広くすることは圧力損失を増大させることにはなるが、上記した（１）式の関係から、高温流体流路１ｅでは伝熱面積を広くしても、それに伴う圧力損失の増大を小さく抑えることができる。
【００２４】
この実施形態では、高温流体流路１ｅの伝熱面積を広くするために、図２（Ａ）の一部Ａを拡大して示す図２（Ｃ）のように、高温流体流路１ｅの伝熱フィン２３の波配列ピッチを、低温流体流路１ｃの伝熱フィン２３の波配列ピッチよりも狭くしている。具体的には、各伝熱フィン２３は断面形状か矩形が波形に形成されて、各波部の平板状の波山頂点部分２３ａおよび波谷底面部分２３ｂが両側にプレート２２にそれぞれ接触し、波側面部分が、各流路１ｃ，１ｅを複数の平行な流路部分に区分する仕切り板部２３ｃとされている。この仕切り板部２３ｃの配列ピッチにつき、高温流体流路１ｅの配列ピッチを低温流体流路１ｃの配列ピッチより狭くしている。
【００２５】
この構成の向流型プレートフィン式熱交換器からなる熱回収用熱交換器３によると、流入する空気の圧力が高い側の高温流体流路１ｅの伝熱面積を、流入する空気の圧力が低い側の低温流体流路１ｃの伝熱面積よりも広くしているので、圧力損失の増加を最小に抑えながら、熱交換効率を向上させることができる。
【００２６】
また、このような熱交換効率の向上を図った熱回収用熱交換器３を用いた図１のコンテナ用空気サイクル冷凍システムでは、冷凍能力を向上させることができる。とくに、この熱回収用熱交換器３では、高温流体流路１ｅの伝熱面積を広くすることで、熱交換効率を向上させているので、熱交換効率向上のために熱交換器の容積が大きくならず、コンテナへの設置が容易となる。
【００２７】
高温流体流路１ｅの伝熱フィン２３の波配列ピッチを、低温流体流路１ｃの伝熱フィン２３の波配列ピッチよりも狭くすることで、高温流体流路１ｅの伝熱面積を広くしたこの実施形態の場合、圧力損失は伝熱フィン２３の波配列ピッチを低温流体流路１ｃと同ピッチとした場合より１０〜４０％増加するが、熱交換効率は２〜５％向上する。また、この場合、低コストで高温流体経路１ｅの伝熱面積を広くすることができる。
また、この実施形態の熱回収用熱交換器３を用いたコンテナ用空気サイクル冷凍システムでは、冷凍能力を３００〜４００Ｗ程度向上させることができる。
【００２８】
なお、この実施形態では説明を省略したが、放熱用熱交換器２についても、熱回収用熱交換器３と同様の構成とした向流型プレートフィン式熱交換器を用いて、圧力損失の低減と熱交換効率の向上を図っても良い。
【００２９】
また、熱交換器のダクト21の面積を変更せずに、プレートと伝熱フィンの積層段数を増加させるために、高温流体流路１ｅの伝熱フィン２３の断面積を、低温流体流路１ｃの伝熱フィン２３の断面積よりも小さくしても良い。この場合も、圧力損失の増加を最小に抑えながら、熱交換効率を向上させることができる。
【００３０】
図３は、この発明の他の実施形態を示す。この実施形態は、図１のコンテナ用空気サククル冷凍システムに用いられる向流型プレートフィン式熱交換器からなる熱回収用熱交換器３において、熱交換器のダクト21の面積を変更せずに、プレートと伝熱フィンの積層段数を増加させるために、図３（Ｃ）のように、高温流体流路１ｅの伝熱フィン２３の波山高さを、低温流体流路１ｃの伝熱フィン２３の波山高さよりも低くしている。その他の構成は、図２の実施形態の場合と同様である。
【００３１】
この実施形態の場合では、プレートと伝熱フィンの積層段数を増加させることができるので、圧力損失の増加を最小に抑えながら、熱交換効率を向上させることができる。
【００３２】
高温流体流路１ｅの伝熱フィン２３の波山高さを、低温流体流路１ｃの伝熱フィン２３の波山高さよりも低くすることで、プレートと伝熱フィンの積層段数を増加させたこの実施形態の場合、圧力損失は伝熱フィン２３の波山高さを低温流体流路１ｃと同じとした場合より１０〜４０％増加するが、熱交換効率は２〜５％向上する。
また、この実施形態の熱回収用熱交換器３を用いたコンテナ用空気サイクル冷凍システムでは、冷凍能力を３００〜４００Ｗ程度向上させることができる。
【００３３】
図４は、上記した各実施形態の熱回収用熱交換器３が用いられるコンテナ用空気サイクル冷凍システムの他の系統図を示す。このコンテナ用空気サイクル冷凍システムは、図１の空気サイクル冷凍システムにおいて、冷媒経路１におけるタービンユニット５の空気圧縮機５の前段に、予圧縮用の第２の空気圧縮機９と、第２の放熱用熱交換器１０とが、これらの順に設けられている。第２の空気圧縮機９はブロア等からなり、動力部９ａにより駆動される。第２の熱交換器１０は、前記第２の空気圧縮機９で圧縮されて高圧・高温（０．１４Ｍｐａ，７０℃）となった空気が流入する高温流体流路１ｆと、外部冷媒である冷却空気が流入する低温流体流路１１との間で熱交換を行なって、第２の空気圧縮機９により圧縮された空気を冷却（０．１４Ｍｐａ，４０℃）する。その他の構成は、図１の空気サイクル冷凍システムの場合と同様である。
【００３４】
なお、以上の各実施形態では、上記した構成の向流型プレートフィン式熱交換器をコンテナ用空気サイクル冷凍システムの熱回収用熱交換器３に適用した場合について説明したが、この向流型プレートフィン式熱交換器を他の冷凍システムの熱交換器として用いても、冷凍能力向上に寄与することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３５】
【図１】この発明の一実施形態にかかる向流型プレートフィン式熱交換器が用いられるコンテナ用空気サイクル冷凍システムの系統図である。
【図２】（Ａ）は同空気サイクル冷凍システムの熱回収用熱交換器の断面図、（Ｂ）は同側面図、（Ｃ）は（Ａ）におけるＡ部の拡大断面図である。
【図３】（Ａ）は熱回収用熱交換器の他の構成例の断面図、（Ｂ）は同側面図、（Ｃ）は（Ａ）におけるＢ部の拡大断面図である。
【図４】コンテナ用空気サイクル冷凍システムの他の例の系統図である。
【図５】（Ａ）は従来例の断面図、（Ｂ）は同側面図である。
【符号の説明】
【００３６】
１ｃ…低温流体流路
１ｅ…高温流体流路
２…放熱用熱交換器
３…熱回収用熱交換器
６…空気圧縮機
７…空気膨張機
１２…被冷却部
２２…プレート
２３…伝熱フィン
【図１】
2010025438.tif 000003
【図２】
2010025438.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
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