JP2006105464A - 熱交換器及び熱交換装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ガスと冷却液との熱交換効率が良好な熱交換器及び熱交換装置を得る。
【解決手段】 熱交換器５０は、それぞれガスが通過する複数の排気ガス管５４を収容した円筒状のシェル５２を冷却水が通過することで、各排気ガス管５４の管壁を介してガスと冷却水とが熱交換を行う。冷却水をシェル５２に導入するための冷却水入口パイプ６４は、シェル５２の軸線方向一端側における筒壁を貫通して設けられ、シェル５２から冷却水を導出するための冷却する冷却水出口パイプ６６は、シェル５２の軸線方向他端側における筒壁を貫通して設けられている。また、各排気ガス管５４は、シェル５２の軸線方向と平行に配置されており、シェル５２の内周面には、冷却水入口パイプ６４から冷却水出口パイプ６６に向かう螺旋状に形成された螺旋溝５２Ｂを設けている。
【選択図】 図１

Description

本発明は、例えば自動車等の排気ガスと冷却液との熱交換を行う熱交換器、及び該熱交換器を備える熱交換装置に関する。

自動車等の車両には、エンジンの排気ガスが有する熱を回収するために、該排気ガスと冷却水との熱交換を行う熱交換を備えたものがある（例えば、特許文献１参照）。また、自動車用途ではないが、排ガスからの熱回収用の熱交換器として、容器内に形成した環状煙道に沿って冷却水を通す螺旋状の水管を配置したものが知られている（例えば、特許文献２参照）。
実開平５−５６５１４号公報 特開２００２−１１５８０２号公報 特開２０００−２４０４４５号公報

しかしながら、上記前者のような従来の熱交換器では、排気ガスから熱を回収する排熱回収効率について改善の余地がある。また、後者の熱交換器では、熱交換効率を向上するために螺旋状の水管を備える必要があった。

本発明は、上記事実を考慮して、ガスと冷却液との熱交換効率が良好な熱交換器及び熱交換装置を得ることが目的である。

請求項１記載の発明に係る熱交換器は、それぞれガスが通過する複数のガス管を収容した円筒状容器内を冷却液が通過することで、前記ガス管の管壁を介してガスと冷却液とが熱交換を行う熱交換器であって、前記円筒状容器の筒壁における軸線方向一端側に設けられ、冷却液を該円筒状容器内に導入する冷却液入口と、前記円筒状容器の筒壁における軸線方向他端側に設けられ、冷却液を該円筒状容器から導出する冷却液出口と、を備え、前記各ガス管を前記円筒状容器の軸線方向と平行に配置し、かつ、前記円筒状容器の内周面に、前記冷却液入口から冷却液出口に向かう螺旋状に形成された螺旋状ガイド部を設けた。

請求項１記載の熱交換器では、複数のガス管をそれぞれガスが通過すると共に、これらのガス管を収容した円筒状容器を冷却液が通過することで、ガス管の管壁を介してガスと冷却液との熱交換が行われる。冷却液は、円筒状容器の筒壁を貫通する冷却液入口を通じて円筒状容器内に導入され、円筒状容器を軸線方向一端側から他端側に通過して、円筒状容器の筒壁を貫通する冷却液出口を通じて円筒状容器から熱交換器外に導出される。

ここで、円筒状容器の内周面に螺旋状ガイド部を設けたため、上記の通り円筒状容器の筒壁を貫通して導入、導出される冷却液は、螺旋溝に沿って円筒容器内を一端側から他端側に向けて螺旋状に流れる。すなわち、螺旋状ガイド部と冷却液入口及び出口とによって冷却液の強い旋回流が生成される。これにより、冷却液が単に一端側から他端側に直線的に（最短距離で）通過する構成と比較して、冷却液とガス管との接触時間（面積）が増加し、熱交換効率が向上する。また、上記旋回流が冷却液のよどみ発生を防止するため、熱交換を行う冷却液量が減ることがなく、これによっても冷却液とガスとの熱交換効率が向上する。

このように、請求項１記載の熱交換器では、ガスと冷却液との熱交換効率が良好である。なお、冷却液は、ガスを冷却するものであっても良く、ガスによって冷却されるものであっても良い。また、旋回流を促進するために、冷却液入口及び出口の一方又は双方を、螺旋状ガイド部の接線方向に沿って冷却液が導入又は導出されるように、配置又は形成することができる。さらに、螺旋状ガイド部を円筒状容器に一体にかつ外周面にまで設ける（円筒状容器の筒壁自体を螺旋状に形成して螺旋状ガイド部を設ける）構成とすれば、円筒状容器は、その剛性が低下して変形し易くなるため、該変形によって各ガス管との熱膨張差を吸収して熱応力を緩和することも可能になる。

請求項２記載の発明に係る熱交換器は、それぞれガスが通過する複数のガス管を収容した円筒状容器内を冷却液が通過することで、前記ガス管の管壁を介してガスと冷却液とが熱交換を行う熱交換器であって、前記各ガス管を前記円筒状容器の軸線方向と平行に配置し、かつ、前記複数のガス管のうち一部のガス管の長さを、他のガス管の長さと異ならせた。

請求項２記載の熱交換器では、複数のガス管をそれぞれガスが通過すると共に、これらのガス管を収容した筒状容器を冷却液が通過することで、ガス管の管壁を介してガスと冷却液との熱交換が行われる。ここで、全部又は一部のガス管の長さを互いに異ならせているため、各ガス管を通過するガス流量を異ならせることができる。このため、筒状容器内における冷却液流量の多い部位に配置されたガス管のガス流量を多くする構成を実現することが可能となる。この構成では、各ガス管内のガスと冷却液との熱交換が略均一に行われ、熱交換効率が向上する。

このように、請求項２記載の熱交換器では、ガスと冷却液との熱交換効率が良好である。なお、冷却液は、ガスを冷却するものであっても良く、ガスによって冷却されるものであっても良い。

請求項３記載の発明に係る熱交換器は、請求項２記載の熱交換器において、前記筒状容器の軸心側に位置するガス管の長さを、該筒状容器の内周面側に位置するガス管の長さよりも長くした。

請求項３記載の熱交換器では、例えば複数のガス管に分岐される前の流路中央部部分で流速の高いガス流が、複数のガス管に分岐する。ここで、筒状容器の軸心側（中央部）のガス管が周辺部のガス管よりも長い構成としたため、相対的に周辺部のガス管のガス流量を増すことができる。これにより、各ガス管の流量を均一に近づけることができる。そして例えば、冷却液側に、請求項１記載に内周に螺旋溝を有する円筒状容器、並びに冷却液入口及び出口を備えた構成とすれば、冷却液は上記の如く旋回流となり、相対的に円筒状容器周辺部の冷却液流量が増すため、該周辺部に配置されるガス管を中央部のガス管よりも短くしてガス流量を増すことが有効である。

なお、例えば、筒状容器における冷却液が通過する冷却液流路と複数のガス管のガス入口がそれぞれ開口するガス入口ヘッダとを仕切る隔壁のガス入口ヘッダ側の面を、このガス入口ヘッダ側に凸となるように湾曲して形成することで、筒状容器軸心側のガス管を周辺部のガス管よりも長くする構成を実現することができる。

請求項４記載の発明に係る熱交換器は、それぞれガスが通過する複数のガス管を収容した円筒状容器内を冷却液が通過することで、前記ガス管の管壁を介してガスと冷却液とが熱交換を行う熱交換器であって、前記円筒状容器における冷却液が通過する冷却液流路と、前記複数のガス管のガス入口がそれぞれ開口するガス入口ヘッダとを仕切る第１の隔壁と、前記円筒状容器における前記冷却液流路と、前記複数のガス管のガス出口がそれぞれ開口するガス出口ヘッダとを仕切る第２の隔壁と、前記円筒状容器の筒壁における第２の隔壁側に設けられ、冷却液を前記冷却液流路に導入する冷却液入口と、前記円筒状容器の筒壁における第１の隔壁側に設けられ、冷却液を前記冷却液流路から導出する冷却液出口と、を備え、前記各ガス管を前記円筒状容器の軸線方向と平行に配置し、かつ前記第１の隔壁における前記ガス入口ヘッダ側の面を該ガス入口ヘッダ側に凸の曲面に形成した。

請求項４記載の熱交換器では、複数のガス管をそれぞれガスが通過すると共に、これらのガス管を収容した円筒状容器を冷却液が通過することで、ガス管の管壁を介してガスと冷却液との熱交換が行われる。冷却液は、円筒状容器の筒壁を貫通する冷却液入口を通じて円筒状容器内に導入され、円筒状容器を軸線方向一端側から他端側に通過して、円筒状容器の筒壁を貫通する冷却液出口を通じて円筒状容器から熱交換器外に導出される。

ここで、冷却液流路側に凸（ガス出口ヘッダ側に凹）の湾曲形状に形成された第２の隔壁が、円筒状容器の軸線方向において冷却液入口とオーバラップして位置するため、冷却液入口から導入された冷却液が第２の隔壁にガイドされて（第２の隔壁廻りに流れて）旋回流が生成される。これにより、円筒状容器内の冷却液流路における冷却液入口側で冷却液のよどみ発生が防止され、冷却液とガスとの熱交換効率が向上する。また、単に冷却液が一端側から他端側に直線的に（最短距離で）通過する構成と比較して、冷却液とガス管との接触時間（面積）が増加し、熱交換効率が向上する。

このように、請求項４記載の熱交換器では、ガスと冷却液との熱交換効率が良好である。なお、冷却液は、ガスを冷却するものであっても良く、ガスによって冷却されるものであっても良い。また、旋回流を促進するために、例えば第２の隔壁の接線方向に沿って冷却液が導入されるように冷却液入口を配置又は形成することができる。さらに、第１の隔壁のガス入口ヘッダ側における面形状をガス入口ヘッダ側に凸となる曲面としたり、第２の隔壁におけるガス出口ヘッダ側の面を該ガス出口ヘッダ側に凹の曲面としたりすることで、各ガス管の長さを異ならせたり、同じ長さにしたりすることが可能となる。

請求項５記載の発明に係る熱交換器は、請求項４記載の熱交換器において、前記円筒状容器の内周面に、前記冷却液入口から冷却液出口に向かう螺旋状に形成された螺旋状ガイド部を設けた。

請求項５記載の熱交換器では、円筒状容器の内周面に螺旋溝を設けたため、上記の通り第２の隔壁にガイドされて生成された冷却液の旋回流が、冷却液出口側まで維持される。すなわち、冷却液は、螺旋溝に沿って冷却液流路を第２の隔壁側から第１の隔壁側に向けて螺旋状に流れる。これにより、冷却液とガス管との接触時間（面積）が一層増加し、熱交換効率が一層向上する。

請求項６記載の発明に係る熱交換器は、請求項１乃至請求項５の何れか１項記載の熱交換器において、前記複数のガス管における各ガス入口側の端部に、それぞれのガス管内部にガスを誘い込むガイド部を形成した。

請求項６記載の熱交換器では、各ガス管のガス入口側端部に設けたガイド部が、それぞれのガス管内にガスを誘い込む。このため、各ガス管へのガス流入抵抗が低減して該導入効率が向上する。すなわち、熱交換器によるガスの圧力損失が低減してガス流量が増すことになり、ガスと冷却液との熱交換効率が向上する。なお、ガイド部としては、例えば、各ガス管のガス入口側端部をテーパ状に拡径したフレア形状等を採用することができる。

請求項７記載の発明に係る熱交換装置は、請求項１乃至請求項６の何れか１項記載の熱交換器と、前記円筒状容器又は筒状容器と同軸的に設けられ、前記熱交換器におけるガス入口にガスを導入するガス導入管と、前記ガス導入管に、流れ方向を変化させながらガスを導入するガス供給管と、を備え、前記ガス導入管の内周面に、前記ガス供給管から前記熱交換器に向かう螺旋状に形成された螺旋状ガイド部を設けた。

請求項７記載の熱交換装置では、ガス供給管、ガス導入管をこの順に経由して熱交換器にガスが導入される。ガスが導入された熱交換器では、複数のガス管をそれぞれガスが通過すると共に、これらのガス管を収容した円筒状容器を冷却液が通過することで、ガス管の管壁を介してガスと冷却液との熱交換が行われる。

ここで、ガス供給管からガスが流れ方向を変化しつつ（例えば、略９０°曲がりながら）流入してくるガス導入管の内周面に螺旋溝を設けたため、熱交換器（ガス入口ヘッダなど）に導入されるガスに旋回流が生じる。このため、ガスは、各ガス管に分岐する前の状態で、円筒状容器又は筒状容器の径方向各部の流速が均一化される（ガス導入管の軸線方向成分だけを考慮するとプラグフローに近い状態になる）。このため、複数のガス管の流量が均一化されて熱交換効率が向上する。

このように、請求項７記載の熱交換装置では、ガスと冷却液との熱交換効率が良好である。

請求項８記載の発明に係る熱交換装置は、請求項７記載の熱交換装置において、前記ガス供給管は、主ガス配管から分岐した分岐管であり、前記ガス導入管は、管壁が螺旋状に形成されることで前記螺旋状ガイド部が内周面に一体に形成されている。

請求項８記載の熱交換装置では、主ガス配管から分岐した分器官であるガス供給管からガス導入管を経由して、熱交換器にガスが導入される。ガス導入管は、その管壁自体が螺旋状に形成されて螺旋状ガイド部が一体に形成されているため、円筒管などと比較して剛性が低く変形し易い。このため、ガス導入管は、例えば主ガス配管とのガス流れの切り替え等によって該主ガス配管との間に温度差が生じた場合であっても、該温度差に基づく熱膨張差を自ら変形して吸収することができる。

以上説明したように本発明に係る熱交換器は、ガスからの熱交換効率が良好であるという優れた効果を有する。

本発明の第１の実施形態に係る熱交換器及び熱交換装置が適用された自動車の排気熱回収システム１０について、図１乃至図６に基づいて説明する。まず、排気熱回収システム１０の概略全体構成を説明し、次いで、本発明の要部である熱交換器としての排気熱回収用熱交換器５０及び排気熱回収用熱交換器５０の周辺を含む熱交換装置について説明する。

図５には、排気熱回収システム１０の概略全体構成が模式図にて示されている。この図に示される如く、排気熱回収システム１０は、自動車の内燃機関エンジン１２の排気ガスが有する熱を回収して暖房やエンジン１２の暖気促進等に利用する装置である。

エンジン１２には、排気ガスを導出する排気管１４が接続されている。排気管１４による排気ガスの排出経路上には、上流側から順に触媒システム１６、メインマフラ１８が配設されている。触媒システム１６は、自動車の床下に配置され、内部に収容した触媒を通過する排気ガスを浄化する構成とされている。メインマフラ１８は、排気ガスを自動車の外部である大気中に放出するのに伴って生じる排気音を低減するようになっている。

この排気管１４における触媒システム１６とメインマフラ１８との間からは、ガス供給管及びガス導入管としての分岐管２０が分岐している。分岐管２０は、後に詳述する排気熱回収用熱交換器５０に排気ガスを導入する経路を形成している。排気熱回収用熱交換器５０を通過した排気ガスは、合流管２２を経由して、排気管１４における触媒システム１６とメインマフラ１８との間で、かつ分岐管２０の分岐部位よりも排気ガス流れ方向下流側の部分に合流している。

さらに、排気管１４における分岐管２０分岐部と合流管２２の合流部との間には、排気ガスの流れを切り替える流路切替バルブ２６が配設されている。流路切替バルブ２６は、排気ガスが主に排気管１４を通過する（排気管１４と比較して圧力損失の大きい排気熱回収用熱交換器５０には排気ガスが殆ど流れない）全開状態と、全排気ガスを排気熱回収用熱交換器５０に導入する全閉状態とを選択に切り替え可能とされている。この流路切替バルブ２６には、エンジン１２の吸気側と接続されたバキューム路２８が接続されている。バキューム路２８には、アクチュエータ（負圧ダイヤフラム）３０、バキュームスイッチングバルブ（ＶＳＶ）３２、及びバキュームタンク３４が配設されている。

また、上記バキュームスイッチングバルブ３２は図示しないエンジンＥＣＵに電気的に接続されており、その作動が制御されようになっている。具体的には、バキュームスイッチングバルブ３２は、エンジンＥＣＵからの排気熱回収指令に基づいて作動してアクチュエータ３０を作動させるようになっている。これにより、負圧が作用して流路切替バルブ２６の開閉状態が切り替えられる構成である。

排気熱回収用熱交換器５０は、上記した排気ガスとエンジン冷却水との熱交換を行い、排気ガスの熱をエンジン冷却水に回収するようになっている。排気熱回収システム１０は、エンジン冷却水の熱を暖房用に回収するフロントヒータコア３６、リヤヒータコア３８、及びエンジン冷却水をフロントヒータコア３６、リヤヒータコア３８に循環させるヒータ温水路４０を備えている。フロントヒータコア３６とリヤヒータコア３８とは、並列に配置されている。そして、ヒータ温水路４０におけるリヤヒータコア３８の下流側に排気熱回収用熱交換器５０が配置されている。この実施形態では、排気熱回収用熱交換器５０は、フロントヒータコア３６に対し並列でかつリヤヒータコア３８に対し直列に配置されている。

したがって、排気熱回収システム１０では、図５のヒータ温水路４０上に示す矢印の通りエンジン冷却水が流れるようになっている。すなわち、エンジン１６を通った高温の温水がフロントヒータコア３６及びリヤヒータコア３８を通る際に熱交換されて暖房に利用され、リヤヒータコア３８にて降温されたエンジン冷却水が排気熱回収用熱交換器５０に導入されて上記排気ガスと熱交換して排気ガスを冷却する構成である。排気熱回収用熱交換器５０を通過してエンジン冷却水は、フロントヒータコア３６を通過したエンジン冷却水と共にエンジン１２に戻されるようになっている。このように、排気熱回収用熱交換器５０は、例えば暖房機能の観点からは、エンジン１２によって加熱される前のエンジン冷却水を予熱する予熱器として機能する構成である。

また、図６（Ａ）に示される如く、排気管１４における触媒システム１６とメインマフラ１８との間は、他の部分より低位とされた凝縮水溜り部４２とされている。排気管１４における凝縮水溜り部４２に対しメインマフラ１８側の下流側水平部４４の最下部４４Ａは、凝縮水溜り部４２の最下部４２Ａと最上部４２Ｂとの間の高位とされ、凝縮水溜り部４２に対し触媒システム１６側の上流側水平部４６の最下部４６Ａは下流側水平部４４の最下部４４Ａよりも高位とされている。これにより、凝縮水溜り部４２に溜まる凝縮水の最高位は、下流側水平部４４の最下部４４Ａとなり、凝縮水溜り部４２の最上部４２Ｂとの間にはクリアランスＣが確保され、凝縮水が排気管１４を閉塞することが防止される構成である。

これにより、排気管１４の閉塞（特に凍結による管路閉塞）に伴うエンジン１２のトラブル発生が防止される。また、排気熱回収システム１０では、凝縮水が触媒システム１６側に流れ込むことが防止されると共に、メインマフラ１８の後方への排気脈動によって凝縮水をメインマフラ１８下流すなわち大気中に吹き飛ばすことができる構成とされている。これにより、高温の触媒が低温の凝縮水に接触してヒートショックによって割れることが防止される。なお、図６（Ｂ）に示す如くメインマフラ１８の負圧によって凝縮水溜り部４２の凝縮水を排出するドレンパイプ４８を設けても良い。

（排気熱回収用熱交換器の構成）
図２には、排気熱回収用熱交換器５０の概略全体構成を模式的に示す軸線方向に沿った断面図が示されている。この図に示す矢印Ａ方向は、排気ガスのマクロ的な流れ方向を示しており、以下の説明では、矢印Ａが示す側をガス下流側、矢印Ａとは反対側をガス上流側ということとする。他の図に矢印Ａを示す場合も同様である。

図２に示される如く、排気熱回収用熱交換器５０は、筒状容器又は円筒状容器としてのシェル５２を備えている。シェル５２は、両端（ガス上下流共に）開口の円筒状に形成されている。このシェル５２内には、複数のガス管としての排気ガス管５４が挿設されている。複数の排気ガス管５４は、それぞれのガス上流側端部が第１隔壁部材５６を貫通して該第１隔壁部材５６に固定されている。また、複数の排気ガス管５４は、それぞれのガス下流側端部が第２隔壁部材５８を貫通して該第２隔壁部材５８に固定されている。この状態では、各排気ガス管５４が互いに平行に保持されている。

そして、第１隔壁部材５６は、シェル５２のガス上流端近に水密及び気密状態（許容圧力に対する水密又は気密、以下同じ）で嵌合しており、第２隔壁部材５８はシェル５２のガス下流端に水密及び気密状態で嵌合している。これにより、各排気ガス管５４は、それぞれシェル５２の長手方向に沿って（シェル５２の軸線方向に平行に）配置されている。シェル５２内における第１隔壁部材５６と第２隔壁部材とに挟まれた空間が、エンジン冷却水が流れる冷却水流路５２Ａとされている。また、シェル５２に固定された第１隔壁部材５６、第２隔壁部材５８が、本発明における第１の隔壁、第２の隔壁に相当する。

また、シェル５２のガス上流側端部には、ガス入口ヘッダ部材６０が固着されている。ガス入口ヘッダ部材６０は、略テーパ筒状（コニカル状）に形成されており、大径側であるガス下流側の端部がシェル５２のガス上流端すなわち第１隔壁部材５６の固定側に水密及び気密状態で固着されている。一方、シェル５２の下流側端部には、ガス出口ヘッダ部材６２が固着されている。ガス出口ヘッダ部材６２は、略テーパ筒状（コニカル状）に形成されており、大径側であるガス上流側の端部がシェル５２の下流端すなわち第２隔壁部材５８の固定側に水密及び気密状態で固着されている。これにより、排気熱回収用熱交換器５０のガス上流端にガス入口ヘッダ６０Ａが形成されると共に、排気熱回収用熱交換器５０のガス下流端にガス出口ヘッダ６２Ａが形成されており、これらのガス入口ヘッダ６０Ａとガス出口ヘッダ６２Ａとは各排気ガス管５４を通じて互いに連通している。

さらに、ガス入口ヘッダ部材６０のガス上流側（小径側）開口端は分岐管２０の下流端に接続されており、ガス出口ヘッダ部材６２のガス下流側（小径側）開口端は合流管２２の上流端に接続されている。これにより、排気熱回収用熱交換器５０のガス側には、排気管１４から分岐管２０を経由して排気ガスが導入され、各排気ガス管５４を通過した排気ガスが合流管２２に排出される構成とされている。

一方、シェル５２におけるガス下流端近傍の外周部には、冷却水流路５２Ａに冷却水を導入するための冷却水入口パイプ６４が取り付けられており、シェル５２のガス上流端近傍の外周部には、冷却水流路５２Ａから器外へ冷却水を排出するための冷却水出口パイプ６６がシェル５２の筒壁を貫通して取り付けられている。これらの冷却水入口パイプ６４、冷却水出口パイプ６６が上記ヒータ温水路４０に接続されることで、排気熱回収用熱交換器５０は、上記の通り、エンジン冷却水の流れに対してリヤヒータコア３８の下流で直列に配置されている。

以上により、排気熱回収用熱交換器５０は、シェル５２のガス上流側から導入されてガス下流側に排出される排気ガスと、シェル５２のガス下流側から導入されてガス上流側から排出されるエンジン冷却水とで熱交換を行う、多管式（シェルアンドチューブタイプ）の向流型熱交換器とされている。

そして、図１に一部切り欠いた側面図にて示される如く、この排気熱回収用熱交換器５０のシェル５２は、内周面に螺旋状ガイド部としての螺旋溝５２Ｂが形成されている。螺旋溝５２Ｂは、シェル５２の筒壁自体を１条の螺旋に沿って（スパイラル状に）凸凹に成形することで、該シェル５２に一体に形成されている。このため、シェル５２は、その外周面にも螺旋溝５２Ｃが形成されており、シェル壁の肉厚が各部で略一定である。なお、図１におけるシェル５２の切欠部分では、排気ガス管５４を想像線で示している。

また、図３に模式図にて示される如く、冷却水入口パイプ６４、冷却水出口パイプ６６は、それぞれの一方の開口端がシェル５２内に入り込んでいる。シェル５２の径方向に略沿ってエンジン冷却水を導入する冷却水入口パイプ６４におけるシェル５２内に入り込んだ開口端は、軸線方向に対し傾斜してカットされることで開口面６４Ａがシェル５２の軸心及び周方向を共に向くようになっている。これにより、冷却水入口パイプ６４からシェル５２内に導入され複数の排気ガス管５４にぶつかるエンジン冷却水は、流れ方向がシェル５２の周方向一方側に案内されて、螺旋溝５２Ｂに倣う流れ（旋回流）を生成するようになっている。

一方、シェル５２の径方向に略沿ってエンジン冷却水を導出する冷却水出口パイプ６６は、螺旋溝５２Ｂに沿って流れてきたエンジン冷却水を受け入れる（受け止める）方向に、シェル５２内に入り込んでいる開口端の開口面６４Ａを向けている。この開口面６４Ａは、冷却水出口パイプ６６におけるシェル５２内に入り込んでいる開口端部を軸線方向に対し傾斜してカットすることで形成されている。

以上により排気熱回収用熱交換器５０では、冷却水入口パイプ６４からシェル５２内に導入されたエンジン冷却水が螺旋溝５２Ｂに沿って流れる旋回流を生成し、冷却水出口パイプ６６から排出されるようになっている。

さらに、図２に示される如く、排気熱回収用熱交換器５０では、第１隔壁部材５６におけるガス入口ヘッダ６０Ａに臨む面が、該ガス入口ヘッダ６０Ａ側に凸の曲面状に形成された凸曲面５６Ａとされている。凸曲面５６Ａは、この実施形態では球面とされている。第１隔壁部材５６における冷却水流路５２Ａに臨む面は、シェル５２の軸線に対する直交面に沿う略平坦面とされている。一方、第２隔壁部材５８は、略円板状に形成されており、ガス出口ヘッダ６２Ａに臨む面及び冷却水流路５２Ａ臨む面の双方がシェル５２の軸線に対する直交面に沿う略平坦面とされている。

これにより、排気熱回収用熱交換器５０は、多数の排気ガス管５４のうち、シェル５２の軸心に近い排気ガス管５４ほど長く、シェル５２の内周面（螺旋溝５２Ｂ）に近い排気ガス管５４ほど短い構成とされている。このため、分岐管２０からガス入口ヘッダ６０Ａに導入された排気ガスが、第１隔壁部材５６を第２隔壁部材５８と同様の円板状に形成した構成と比較して、シェル５２の周辺部の排気ガス管５４内を流れ易い（軸心側の排気ガス管５４と周辺部の排気ガス管５４との排気ガス流量の差が小さくなる）構成とされている。

図２に一部示す如く、各排気ガス管５４は、外周面がスパイラル状に形成されており、冷却水との接触面積を増した構成とされている。なお、外周面をスパイラル状に形成することに代えて、伝熱フィン等を取り付けても良い。また、この図２に示す如く、各排気ガス管５４におけるガス入口ヘッダ６０Ａにおいて開口するガス入口側開口端には、それぞれ排気ガスを誘い込むガイド部としてのフレア部５４Ａが形成されている。上記の通り略球面状に形成された第１隔壁部材５６の凸曲面５６Ａに略沿って開口する各排気ガス管５４に効果的に排気ガスを誘い込むために、図４に示される如く、シェル５２の軸心側に位置する排気ガス管５４のフレア部５４Ａは軸対称なテーパ状に形成し、シェル５２の周辺部に配置される排気ガス管５４のフレア部５４Ａはシェル５２の径方向外側部分をガス上流側に延設して排気ガスを確実に誘い込む形状に形成にしている。

また、図１に示される如く、排気管１４から排気熱回収用熱交換器５０に排気ガスを導く分岐管２０は、排気管１４から分岐したガス供給管としてのガス分岐管６８と、ガス分岐管６８と排気熱回収用熱交換器５０との間に位置し該排気熱回収用熱交換器５０（シェル５２）の軸線方向に沿うガス導入管７０とで構成されている。ガス分岐管６８の軸線方向は、ガス導入管７０（排気熱回収用熱交換器５０）の軸線方向に対し交差する方向とされており、この実施形態ではガス分岐管６８の軸線とガス導入管７０の軸線との成す角が略直角とされている。

そして、ガス導入管７０は、その内周面に螺旋状ガイド部としての螺旋溝７０Ａが形成されている。これにより、ガス分岐管６８とガス導入管との間のコーナー部６８Ａで流れ方向を変えつつガス導入管７０に流れ込む（コーナー部６８Ａにおける大径側で流量が大きい）排気ガスは、ガス導入管７０の螺旋溝７０Ａに案内されて旋回流を生成するようになっている。このため、ガス導入管７０をマクロ的には（軸線方向の成分だけ考慮すると）下流に向けて通過する排気ガスは、その流速（流量）分布がガス導入管７０の径方向各部で均一化されるようになっている。さらに、この排気ガスが排気熱回収用熱交換器５０のテーパ状に形成されたガス入口ヘッダ６０Ａに導入されて流れが拡張されることから、該ガス入口ヘッダ６０Ａ内では流速分布が一層均一化される構成である。また、ガス導入管７０は、その管壁自体が螺旋状に形成されており、外周面には螺旋溝７０Ａの溝底間を溝底とする螺旋溝７０Ｂが形成されている。すなわち、ガス導入管７０は、管壁各部の肉厚が略一定のスパイラル管にて構成されている。

なお、排気熱回収用熱交換器５０と共に本発明における熱交換装置を構成する分岐管２０のうち、ガス導入管７０を排気熱回収用熱交換器５０（本発明における熱交換器）側の部品として把握しても良いことは言うまでもない。

以上説明した排気熱回収用熱交換器５０では、シェル５２、各排気ガス管５４、第１及び第２隔壁部材５６、５８、冷却水入口パイプ６４、及び冷却水出口パイプ６６等のエンジン冷却水に接触する部品・部分の材質を、ヒータ温水路４０の材質と共にオーステナイト系ステンレス鋼としている。これらの部品・部分は、車両走行に伴う振動や路面入力による応力が小さく（９８ＭＰａ以下）く、温度も低い（６５℃以下）く、オーステナイト系ステンレス鋼に特有の応力腐食割れや熱応力の負荷の問題が生じないため、低温での耐腐食性の良好なオーステナイト系ステンレス鋼を採用している。一方、エンジン冷却水に触れず排気ガスに接触する部位、例えばガス入口ヘッダ部材６０、ガス出口ヘッダ部材６２、分岐管２０（ガス分岐管６８、ガス導入管７０）等の材質は、排気管１４の材質と共に、上記したオーステナイト系ステンレス鋼に特有の問題が生じない、すなわち高温における耐腐食性の良好なフェライト系ステンレス鋼が採用されている。これにより、排気熱回収システム１０を含む排気系の耐久信頼性が確保されている。

また、例えば排気熱回収用熱交換器５０の使用温度又は設計温度が高くなる場合や設計応力が高くなる場合には、オーステナイト系ステンレス鋼にて構成した部品・部分に塗装を施すようにしている。塗装は通常の塗装及び電着塗装（カチオン塗装）を共に施すようになっている。これらの塗装は、特に塩の散布地区において塩素の付着による塩害腐食を防止することに寄与する。さらに、車両の使用環境が特に厳しい場合には、オーステナイト系ステンレス鋼とフェライト系ステンレス鋼との溶接部（シェル５２と入口ヘッダ部材６０及び出口ヘッダ部材６２との溶接部）に溶接後熱処理として応力除去焼き鈍し処理を施し、該溶接部及び熱影響部の初期応力（残留応力）を緩和するようにしている。これにより、オーステナイト系ステンレス鋼に特有の溶接（熱影響）に伴う組織の鋭敏化を防止している。

図６（Ａ）又は図６（Ｂ）に示される如く、排気熱回収用熱交換器５０は、その最低部５０Ａが排気管１４の下流側水平部４４の最下部４４Ａ、すなわち凝縮水溜り部４２に溜まる凝縮水の最高位よりも高位になるように配置されている。これにより、排気熱回収用熱交換器５０内に凝縮水が導入されてしまうことが防止されるようになっている。この機能は、分岐管２０及び合流管２２の水平部分の最低部が上記最低部４４Ａよりも高位であれば果たされるが、この実施形態では、上記配置を採用して信頼性を向上している。

次に、本第１の実施形態の作用を説明する。

上記構成の排気熱回収システム１０では、エンジンＥＣＵからの排気熱回収指令に基づいてアクチュエータ３０が作動すると、バキューム路２８に負圧が作用して流路切替バルブ２６が閉じて排気管１４を閉止する。すると、排気ガスが分岐管２０を経由して排気熱回収用熱交換器５０に導入され、この排気ガスは排気熱回収用熱交換器５０を通過して合流管２２を経由して排気管１４に戻り、メインマフラ１８にて消音された後に大気中に排出される。すなわち、排気ガスが排気熱回収用熱交換器５０の各排気ガス管５４を通過する流れが形成される。

一方、ウォータポンプの作動によってエンジン冷却水がヒータ温水路４０を循環する。このヒータ温水路上に配置されている排気熱回収用熱交換器５０の冷却水流路５２Ａには、冷却水入口パイプ６４から導入され、冷却水出口パイプ６６から導出されるエンジン冷却水の流れが形成される。このエンジン冷却水が各排気ガス管５４のスパイラル上の管壁を介して排気ガスと熱交換を行い、該排気ガスが有する熱を回収する。一方、排気ガスは降温される。このため、排気熱回収用熱交換器５０は、排気ガスの排気音低減、背圧低減を行うサブマフラとして機能する。

ここで、排気熱回収用熱交換器５０では、シェル５２の内面に螺旋溝５２Ｂが形成され、このシェル５２には冷却水入口パイプ６４によって軸線方向に対する垂直方向からエンジン冷却水が流入するため、冷却水流路５２Ａでは、螺旋溝５２Ｂに倣ってエンジン冷却水の強い旋回流が生じる。これにより、エンジン冷却水が単に冷却水流路５２Ａを一端側から他端側に直線的に（最短距離で）通過する構成と比較して、エンジン冷却水と各排気ガス管５４との接触時間（面積）が増加し、熱交換効率が向上する。

また、上記旋回流が冷却水流路５２Ａ内でのエンジン冷却水のよどみ（滞溜）発生を防止するため、熱交換に供されるエンジン冷却水量が減ることがなく、すなわち冷却水流路５２Ａ内の殆ど全てのエンジン冷却水が排気ガスとの熱交換に利用され、これによってもエンジン冷却水と排気ガスとの熱交換効率が向上する。さらに、冷却水出口パイプ６６は、旋回流を受けるように開口面６６Ａが形成されているため、シェル５２の軸線方向に対する略垂直方向に排出するエンジン冷却水の流動抵抗が小さい。特に、冷却水入口パイプ６４及び冷却水出口パイプ６６の各開口面６４Ａ、６６Ａが、螺旋溝５２Ｂが形成する旋回流に沿う方向を向くため、強い旋回流が形成される一方、流動抵抗が低減される。

このように、第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０では、排気ガスとエンジン冷却水との熱交換効率（熱回収率）が良好である。また、この排気熱回収用熱交換器５０は、シェル５２の外周面にも螺旋溝５２Ｃが形成される構成であるため、単なる円筒状に形成された構成と比較して、剛性が低く蛇腹の如く変形し易い。このため、高温の排気ガスが排気管１４及び排気熱回収用熱交換器５０の何れか一方を主に流れる際に、該排気管１４と排気熱回収用熱交換器５０との間にこれらの温度差により生じる熱膨張差を、シェル５２の伸縮によって吸収することができる。

またここで、排気熱回収用熱交換器５０では、シェル５２の軸心側の排気ガス管５４が長く周辺側の排気ガス管５４が短いため、該周辺側の排気ガス管５４の流動抵抗が低減される。これにより、通常軸心側の排気ガス管５４に対し排気ガス流量が少ない周辺側排気ガス管５４の排気ガス流量が増え、各排気ガス管５４の排気ガス流量の差が小さくなる。すなわち、各排気ガス管５４の排気ガス流量の均一化が図られる。そして、上記の通り旋回流を成すエンジン冷却水は、冷却水流路５２Ａを通過する際の流れの均一化（軸心部と周辺部とで、マクロ的な流れ方向の流量差の縮小）が図られているため、すなわち、排気ガス、エンジン冷却水共に軸心部と周辺部とで流量（熱量）の均一化が図られているため、排気熱回収用熱交換器５０ではシェル５２内の冷却水流路５２Ａ各部でバランス良く熱交換が行われる。このため、排気熱回収用熱交換器５０では、排気ガスとエンジン冷却水との熱交換効率が大幅に向上する。

特に、各排気ガス管５４にはフレア部５４Ａを形成しているため、排気ガス流量の流量のより均一化されると共に、排気ガスの流動抵抗が低減する。前者によって熱交換効率が一層向上すると共に、後者すなわち背圧低減によってエンジン１２の性能ロスを低減することができる。

さらにここで、排気熱回収用熱交換器５０に排気ガスを導入するガス導入管７０に螺旋溝７０Ａが形成されているため、排気熱回収用熱交換器５０に導入される前の排気ガスに旋回流が付与され、この旋回流がテーパ形状のガス入口ヘッダ６０Ａにて拡張されるため、排気ガスの流速分布が均一化される。すなわち、各排気ガス管５４への流入前に流速分布が均一化されるため、各排気ガス管５４の流量がより一層均一化される。これにより、熱交換効率がより一層向上すると共に、排気ガスの流動抵抗が一層低減する。また、このガス導入管７０も蛇腹の如く変形し易い構成であるため、排気管１４と分岐側の排気熱回収用熱交換器５０側との熱膨張差の吸収に寄与する。

（他の実施形態）
次いで、本発明の他の実施形態を説明する。なお、上記第１の実施形態又は前出の実施形態と基本的に同一の部品・部分については上記第１の実施形態又は前出の実施形態と同一の符号を付してその説明又は図示を省略する場合がある。

図７には、第２の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器７２が図３に対応する模式的な斜視図にて示されている。この図に示される如く、排気熱回収用熱交換器７２は、冷却水入口パイプ６４、冷却水出口パイプ６６に代えて、冷却水入口パイプ７４、冷却水出口パイプ７６を備えている。冷却水入口パイプ７４は、螺旋溝５２Ｂの接線方向に略一致する方向からエンジン冷却水を冷却水流路５２Ａ内に導入するように、平面視でシェル５２の中心線に対しオフセットして配置されている。この実施形態では、冷却水入口パイプ７４は、シェル５２の上下方向と一致する半径方向に平行に設けられており、その開口面７４Ａは、シェル５２の内面（螺旋溝５２Ｂの溝底）と略一致している。すなわち、冷却水入口パイプ７４は、冷却水流路５２Ａ内に突出しない構成とされている。

冷却水出口パイプ７６は、螺旋溝５２Ｂの接線方向に略一致する方向にエンジン冷却水を排出するように、平面視でシェル５２の中心線に対しオフセットして配置されている。この実施形態では、冷却水出口パイプ７６は、シェル５２の上下方向と一致する半径方向に平行に設けられており、その開口面７６Ａは、シェル５２の内面（螺旋溝５２Ｂの溝底）と略一致している。すなわち、冷却水出口パイプ７６は、冷却水流路５２Ａ内に突出しない構成とされている。

以上説明した排気熱回収用熱交換器７２及びこれを備えた排気熱回収システム１０によっても、上記第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０及びこれを備えた排気熱回収システム１０と同様の効果を得ることができる。また、冷却水入口パイプ７４、冷却水出口パイプ７６がシェル５２内に突出しないため、該シェル５２内にデッドスペースを形成することなく多数の排気ガス管５４を収容（熱交換面積を増やす）することが可能となる。

図８には、第３の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器７８が模式図にて示されている。この図に示される如く、排気熱回収用熱交換器７８は、冷却水入口パイプ６４、冷却水出口パイプ６６に代えて、冷却水入口パイプ８０、冷却水出口パイプ８２を備えている。冷却水入口パイプ８０、冷却水出口パイプ８２は、それぞれのシェル５２内に挿入された端部が、螺旋溝５２Ｂの接線方向に沿ってエンジン冷却水を導入し、又は螺旋溝５２Ｂの接線方向に沿ってエンジン冷却水を排出するように、曲げられている。すなわち、冷却水入口パイプ８０、冷却水出口パイプ８２の各開口面８０Ａ、８２Ａは冷却水流路５２Ａの周方向に沿う方向を向いている。なお、この図では、冷却水出口パイプ８２を冷却水入口パイプ８０に対し１８０°ずらして図示している。以上説明した排気熱回収用熱交換器７８及びこれを備えた排気熱回収システム１０によっても、上記第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０及びこれを備えた排気熱回収システム１０と同様の効果を得ることができる。

図９には、第４の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器８４が模式図にて示されている。この図に示される如く、排気熱回収用熱交換器８４は、冷却水入口パイプ６４、冷却水出口パイプ６６に代えて、冷却水入口パイプ８６、冷却水出口パイプ８８を備えている。冷却水入口パイプ８６、冷却水出口パイプ８８は、それぞれのシェル５２内に位置する開口面８６Ａ、８８Ａが該シェル５２の軸心側を向いて開口している。なお、この図では、冷却水出口パイプ８８を冷却水入口パイプ８６に対し１８０°ずらして図示している。以上説明した排気熱回収用熱交換器８４及びこれを備えた排気熱回収システム１０によっても、上記第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０及びこれを備えた排気熱回収システム１０と比較してエンジン冷却水の旋回流が若干弱まるもの、これらと同様の効果を得ることができる。

図１０には、第５の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器９０が図２に対応する断面図にて示されている。この図に示される如く、排気熱回収用熱交換器９０は、第２隔壁部材５８に代えて第２隔壁部材９２を備えている。第２隔壁部材９２は、ガス出口ヘッダ６２Ａに対し凹でかつ冷却水流路５２Ａに対し凸となるようにガス上下流両面がそれぞれ凸曲面９２Ａ、凹曲面９２Ｂとされている。第２隔壁部材９２は、凸曲面９２Ａの曲率が凸曲面５６Ａの曲率と一致しており、各部の厚み（凸曲面９２Ａ、凹曲面９２Ｂの径方向に沿う厚み）が略一定とされている。したがって、この実施形態では、各排気ガス管５４の長さが一定とされている。凸曲面５６Ａは、冷却水入口パイプ６４の直下に突出して（シェル５２の長手方向において冷却水入口パイプ６４にオーバラップして位置して）おり、冷却水入口パイプ６４から流入した冷却水の流れを、その外周面に沿うようにガイドするようになっている。したがって、凸曲面５６Ａは、冷却水流路５２Ａに流入したエンジン冷却水に旋回流を付与するガイドとして機能する構成である。

以上説明した排気熱回収用熱交換器９０及びこれを備えた排気熱回収システム１０によっても、排気ガス管５４の長さがシェル５２の軸心部と周辺部とで異なることによる効果を除いて、上記第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０及びこれを備えた排気熱回収システム１０と同様の効果を得ることができる。特に、第２隔壁部材９２の凸曲面９２Ａが旋回流の生成を促進するため、より強い旋回流を得ることができる。なお、凹曲面９２Ｂをシェル５２の軸線との直交面に沿う平坦面とすることで、第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０と同様に、各排気ガス管５４の長さをシェル５２軸心側で周辺側よりも長くなるように異ならせることも可能である。

図１１には、第６の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器９４が図２に対応する断面図にて示されている。この図に示される如く、排気熱回収用熱交換器９４は、第２隔壁部材９２に代えて第２隔壁部材９６を備えている。第２隔壁部材９６は、ガス出口ヘッダ６２Ａに対し凹でかつ冷却水流路５２Ａに対し凸となるように上下流両面が凸曲面９６Ａ、凹曲面９６Ｂとされており、また各部の厚み（凸曲面９６Ａ、凹曲面９６Ｂの径方向に沿う厚み）が略一定とされている。凸曲面９６Ａの曲率は凸曲面５６Ａの曲率よりも小（曲率半径が大）とされている、したがって、この実施形態では、シェル５２の軸心部に位置する排気ガス管５４の長さが周辺部に位置する排気ガス管５４よりも長い、第１の実施形態と同様の構成とされている。その一方、凸曲面９６Ａの冷却水流路５２Ａ内への突出量は第２隔壁部材９２と比較すると小とであるため、旋回流生成の促進効果は第２隔壁部材９２と比較して小さい。以上説明した排気熱回収用熱交換器９４及びこれを備えた排気熱回収システム１０によっても、上記第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器５０及びこれを備えた排気熱回収システム１０と同様の効果を得ることができる。

なお、上記各実施形態では、シェル５２及びガス導入管７０の双方が螺旋溝５２Ｂ、７０Ａを備える構成としたが、本発明はこれに限定されず、シェル５２及びガス導入管７０の何れか一方が内周面に螺旋状ガイド部を備えていれば良い。特に、ガス導入管７０は、各排気ガス管５４が同じ長さである場合には、螺旋溝７０Ａを備えることが好ましい。また、螺旋溝７０Ａがある場合又は各排気ガス管５４の長さが異なる場合には、シェル５２の構成にかかわらず、各排気ガス管５４にフレア部５４Ａを設けなくても良い。

また、上記各実施形態では、螺旋溝５２Ｂ、７０Ａが１条螺旋である例を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、２条以上の螺旋に沿って螺旋溝５２Ｂ等を形成しても良い。さらに、本発明における螺旋状ガイド部は、シェル５２に一体に形成された螺旋溝５２Ｂ等には限定されず、例えば、螺旋状突条をシェル５２の内面に取り付けて該突条間に冷却液を通す螺旋状ガイド部を構成しても良い。

また、本発明における熱交換器、熱交換装置は、シェル５２側に冷却液を通過させると共に排気ガス管５４側にガスを通過させて該冷却液とガスとで熱交換を行う構成であればたり、その用途が排気熱回収用熱交換器５０や排気熱回収システム１０に限定されることはない。

本発明の第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の概略全体構成を示す一部切り欠いた側面図である。 本発明の第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の断面図である。 本発明の第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器を構成する冷却水出入口を示す模式的な斜視図である。 本発明の第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器を構成する排気ガス管の排気ガス入口部の形状を示す側断面図である。 本発明の第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器が適用された排気熱回収装置の全体構成図である。 本発明の第１の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器と排気管との配置関係を示す図であって、（Ａ）は一例を示す側断面図、（Ｂ）は別例を示す側断面図である。 本発明の第２の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の要部を示す図３に対応する模式的な斜視図である。 本発明の第３の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の要部を示す模式的な断面図である。 本発明の第４の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の要部を示す模式的な断面図である。 本発明の第５の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の断面図である。 本発明の第６の実施形態に係る排気熱回収用熱交換器の断面図である。

符号の説明

５０ 排気熱回収用熱交換器（熱交換器）
５２ シェル（円筒状容器、筒状容器）
５２Ａ 冷却水流路
５２Ｂ 螺旋溝（螺旋状ガイド部）
５４ 排気ガス管（ガス管）
５４Ａ フレア部（ガイド部）
５６ 第１隔壁部材（第１の隔壁）
５８ 第２隔壁部材（第２の隔壁）
６０Ａ ガス入口ヘッダ
６２Ａ ガス出口ヘッダ
６４ 冷却水入口パイプ（冷却液入口）
６６ 冷却水出口パイプ（冷却液出口）
６８ ガス分岐管（ガス供給管）
７０ ガス導入管
７０Ａ 螺旋溝（螺旋状ガイド部）
７２ 排気熱回収用熱交換器（熱交換器）
７４ 冷却水入口パイプ（冷却液入口）
７６ 冷却水出口パイプ（冷却液出口）
７８ 排気熱回収用熱交換器（熱交換器）
８０ 冷却水入口パイプ（冷却液入口）
８２ 冷却水出口パイプ（冷却液出口）
８４ 排気熱回収用熱交換器（熱交換器）
８６ 冷却水入口パイプ（冷却液入口）
８８ 冷却水出口パイプ（冷却液出口）
９０ 排気熱回収用熱交換器（熱交換器）
９２ 第２隔壁部材（第２の隔壁）
９２Ａ 凸曲面（冷却液流路側に凸の曲面）
９４ 排気熱回収用熱交換器（熱交換器）
９６ 第２隔壁部材（第２の隔壁）
９６Ａ 凸曲面（冷却液流路側に凸の曲面）

Claims (8)

1. それぞれガスが通過する複数のガス管を収容した円筒状容器内を冷却液が通過することで、前記ガス管の管壁を介してガスと冷却液とが熱交換を行う熱交換器であって、
   前記円筒状容器の筒壁における軸線方向一端側に設けられ、冷却液を該円筒状容器内に導入する冷却液入口と、
   前記円筒状容器の筒壁における軸線方向他端側に設けられ、冷却液を該円筒状容器から導出する冷却液出口と、
   を備え、前記各ガス管を前記円筒状容器の軸線方向と平行に配置し、
   かつ、前記円筒状容器の内周面に、前記冷却液入口から冷却液出口に向かう螺旋状に形成された螺旋状ガイド部を設けた熱交換器。
2. それぞれガスが通過する複数のガス管を収容した円筒状容器内を冷却液が通過することで、前記ガス管の管壁を介してガスと冷却液とが熱交換を行う熱交換器であって、
   前記各ガス管を前記円筒状容器の軸線方向と平行に配置し、
   かつ、前記複数のガス管のうち一部のガス管の長さを、他のガス管の長さと異ならせた熱交換器。
3. 前記筒状容器の軸心側に位置するガス管の長さを、該筒状容器の内周面側に位置するガス管の長さよりも長くした請求項２記載の熱交換器。
4. それぞれガスが通過する複数のガス管を収容した円筒状容器内を冷却液が通過することで、前記ガス管の管壁を介してガスと冷却液とが熱交換を行う熱交換器であって、
   前記円筒状容器における冷却液が通過する冷却液流路と、前記複数のガス管のガス入口がそれぞれ開口するガス入口ヘッダとを仕切る第１の隔壁と、
   前記円筒状容器における前記冷却液流路と、前記複数のガス管のガス出口がそれぞれ開口するガス出口ヘッダとを仕切る第２の隔壁と、
   前記円筒状容器の筒壁における第２の隔壁側に設けられ、冷却液を前記冷却液流路に導入する冷却液入口と、
   前記円筒状容器の筒壁における第１の隔壁側に設けられ、冷却液を前記冷却液流路から導出する冷却液出口と、
   を備え、前記各ガス管を前記円筒状容器の軸線方向と平行に配置し、
   かつ、前記第２の隔壁における前記冷却液流路側の面を、前記円筒状容器の軸線方向において前記冷却液入口とオーバラップするように、該冷却液流路側に凸の曲面に形成した熱交換器。
5. 前記円筒状容器の内周面に、前記冷却液入口から冷却液出口に向かう螺旋状に形成された螺旋状ガイド部を設けた請求項４記載の熱交換器。
6. 前記複数のガス管における各ガス入口側の端部に、それぞれのガス管内部にガスを誘い込むガイド部を形成した請求項１乃至請求項５の何れか１項記載の熱交換器。
7. 請求項１乃至請求項６の何れか１項記載の熱交換器と、
   前記円筒状容器又は筒状容器と同軸的に設けられ、前記熱交換器におけるガス入口にガスを導入するガス導入管と、
   前記ガス導入管に、流れ方向を変化させながらガスを導入するガス供給管と、
   を備え、前記ガス導入管の内周面に、前記ガス供給管から前記熱交換器に向かう螺旋状に形成された螺旋状ガイド部を設けた熱交換装置。
8. 前記ガス供給管は、主ガス配管から分岐した分岐管であり、
   前記ガス導入管は、管壁が螺旋状に形成されることで前記螺旋状ガイド部が内周面に一体に形成されている請求項７記載の熱交換装置。

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