真空装置中的高效蒸汽凝结器 本发明涉及一种对真空装置中的蒸汽凝结器、特别是对本申请人先前开发的特公昭58-12042号公报所提出的真空装置中的蒸汽凝结器的改进。
真空装置的蒸汽凝结器(以下简称冷凝器)将真空室中被处理物中汽化的水及其它溶剂的蒸汽凝结收集于低温冷却面上，以达到将真空室的真空压力维持于所希望值的目的，其作为重要部件被广泛地安装应用于真空冷冻装置、真空干燥装置、真空浓缩机、真空蒸溜机、脱媒装置等真空装置上。
这种真空装置地冷凝器由冷冻装置的低温制冷剂供给凝结真空蒸汽的冷能量，从热工学的观点看，为低温媒体(制冷剂)与高温媒体(真空蒸汽)的热交换器。在换热式的热交换器中，高温流体与低温流体由传热壁隔开，通过热传导进行热交换。这种形式的冷凝器有直接式(高、低温流体的直接热交换)的第1方式、间接式(在高、低温流体之间通过中间流体的循环进行间接的热交换)的第2方式及三重式(三媒体之间的热交换)的第3方式。
以下对这些第一至第三的三种方式的冷凝器装入干燥处理的被干燥物主要为医药品的真空冻结干燥装置中的状态下，与装置整体的基本结构一同表示的简要说明图进行说明。
图1为以往使用最多的通常型的冷凝器101，它是制冷剂直冷型的制冷剂干式蒸发器，图2为部分使用形式的冷凝器102，它是在外部热交换器7中使已被制冷剂冷却的载热液体循环的“间接热媒型”。图3的冷凝器103为制冷剂及载热体共同在其内部循环的“三媒体间热交换型”。
在图1至图3中，真空干燥室(兼冻结室)1、真空冷凝器室2以及连接它们的主管3a、主阀3、真空排气系统4等的真空系统(真空室的轮廓及机械与配管)全部以细线表示。
制冷装置(包含压缩机、油分离机、凝结器、二级压缩情况下的中间冷却器等，也包含二元冷冻的情况)11、副冷冻装置12、热交换器7的制冷剂蒸发器7a、副热交换器8的制冷剂蒸发器8a、制冷剂直冷型的冷凝器101的制冷剂蒸发器、本发明的冷凝器103的制冷剂蒸发器，以及制冷剂系统回路、制冷剂阀13、制冷剂膨胀阀14(标记为三角形)等冷冻制冷剂循环系统全部以虚线表示。
加热板(供给干燥被加热物体所必要的潜热，兼供给图1至图3的例中被处理物体的预备冻结所必要的冷热的板)5、载热液体加热器6、前述的热交换器7的载热液体系统7b、副热交换器8的载热液体系统8b、间接载热液体型的冷凝器102的载热液体系统回路，以及本发明的冷凝器103的载热液体系统回路、加热板用载热体液体泵9和冷凝器用载热体泵10等的热媒液系统机械和系统回路全部以粗线表示。
此外，在图2及图3中，15为载热液体的循环系统中设置的隔离阀，但实际中各系统的配管系统回路和各种阀门及系统回路内的机械排列顺序并非一定要按图示那样，图中为了便于说明特公昭58-12042号而进行了简化。
图4及图5为前述图3所示的真空冻结干燥机的真空冷凝器室2与冷凝器103的纵剖面(图5的A-A断面)及横断面(图4的C-C断面)的简要说明图，图4的板内部的细虚线为制冷剂R的流路(相当于图6的符号26所示的制冷剂蒸发管)，粗虚线为板内载热液体流路的界面(相当于图6的符号27所示的隔离壁)，图6为此板的局部剖视图。
冷凝器103(蒸汽凝结器)的蒸汽凝结板a除图4所示的状态外，也可在真空冷凝器室2的内壁面形成图7所示的圆筒状的情况下，以适宜安装在其中的形式安装于真空冷凝器室2内。但任何情况下制冷剂蒸发器管26要通过焊接、压接等与冷凝器103(蒸汽凝结板)紧密接触，冷凝器103的蒸汽凝结板a起到制冷剂R的传热片作用。制冷剂R与载热液体B通过制冷剂管壁及作为叶片板的冷凝器103进行热交换，载热液体B与真空蒸汽V通过作为载热液体壁的冷凝器103的蒸汽凝结板a进行热交换，而制冷剂R与真空蒸汽V通过作为制冷剂蒸发器管26的叶片的冷凝器103的蒸汽凝结板a进行热交换。于是三媒体(制冷剂R、载热液体B、真空蒸汽V)的任意二媒体间的热交换都通过界面金属壁或同一叶片板进行。28为真空冷凝器室2的外壁。
图1至图3所示的真空装置的冷凝器如以往那样，将冷冻装置的制冷剂蒸发器设置于真空冷凝器室内，使用图1所示的“制冷剂直冷型冷凝器101”，也可如图2所示，通过含有以制冷剂蒸发器7a作为冷却源的热交换器7(以下称为冷却器7)及冷凝器系统载热体循环泵10的冷凝器系统载热体中间流体循环回路，使由真空冷凝器室2外的外部冷却器冷却的载热液体循环于真空冷凝器室2内的“间接载热体型冷凝器102”中，或者使用如图3所示的制冷剂与载热体共同在内部循环的“三媒体间热交换器”。
使用“制冷剂直冷型”的冷凝器101的第一形式，运行的稳定性差，维修困难且温度控制困难，同时在加热系统中存在需要追加副冷冻装置与副热交换器的缺点，在使用“间接载热体型”的冷凝器102的第二形式中，在改善前述第一形式缺点的另一方面，产生由于没有冷却源制冷剂与冷凝器凝结面之间的直接热交换，从中间流体载热体至冷凝器凝结面的热传递成为间接的第一损失及由于外部热交换器7中制冷剂蒸发器7a向载热液体的热交换提高、载热体一侧的界面热传导系数增大及由于要将该外部热交换器7冷却的载热液体运到冷凝器102，需要保证此冷凝器102的出入温度差小的大容量载热体循环泵10的第二热损失，此外，由于在真空冷凝器室2外需设置有包含大型的热交换器7、载热体循环泵10的外部载热体设备及隔离阀15等的配管，外界有热量侵入，具有装置的各设备、占用面积、运行能耗增加的缺点。
使用“三媒体间热交换器”构成的冷凝器103的第三形式为本申请人以往开发的前述特公昭58-12042号的发明(以下称为在先发明)，如图3所示，与前述的第二形式相同，通过设置冷凝器系统载热体循环回路，改善前述的制冷剂直冷型冷凝器101的缺点，同时由于三重热交换器型冷凝器103将制冷剂蒸发器与载热液体的热交换器设置于真空冷凝器室2内，其内水蒸汽无论来自哪一侧，都可不经过对方侧的媒体冷却，改善了第二形式的“间接载热型”冷凝器的诸多缺陷，目前普遍用于医药品真空冻结干燥装置中，特别是在日本，代替前述以往的制冷剂直冷型与间接载热体型二种方式而占主流位置。
作为第三形式的此在先发明的冷凝器103在制冷剂、载热液体和真空蒸汽的3媒体中，任意2媒体之间均为存在通过界面金属壁或与界面金属壁紧密接触的金属板的直接热交换的3媒体间热交换器，但凝结真空蒸汽时，凝结所必须的热量一部分从制冷剂蒸发圆管通过直接膨胀与冷凝器103的凝结面的真空蒸汽进行热交换，一部分从制冷剂经过循环载热体传递给冷凝器凝结面的真空蒸汽。因此，冷凝器的真空蒸汽的凝结能力与从制冷剂蒸汽圆管直接向真空蒸汽的传热量及经过循环热媒体与真空蒸汽的热交换量相关，同时，其经过循环热媒体的传热量与载热液体界面膜热传递率相关。
但是，此在先发明的冷凝器103的蒸汽凝结板a如制冷剂蒸发器的制冷剂蒸发圆管26与金属板构成的蒸汽凝结板a的紧密接触面过小，通过制冷剂R的直接膨胀蒸发而与真空蒸汽V的热交换量较少，制冷剂冷热量的多数经过循环的载热液体B与冷凝器103的蒸汽凝结板a的凝结面的真空蒸汽V进行热传递。
然而，近年来，特别是在以医药品为被处理物的真空冻结干燥装置中，循环载热体B使用硅油。这种硅油在低温下粘度高，载热液体的界面膜热传导系数低。为此，蒸汽凝结板a如图8所示，在载热体B的通路内设置有压棒29，将各制冷剂蒸发圆管26每边各2根地设置于其上方及下方，使用合计为2组4根的制冷剂蒸发管26，以弥补与通路内的热载热液体B的热交换面积不足。因此，具有经过循环媒体的热交换经2次界面膜传热的温度差损失增大的缺点，同时，伴随着冷冻装置的制冷剂氟里昂限制的强化，二级冷冻装置的冷冻最低蒸发温度增高，由于直接冷却的传热量过小，循环载热液体B的界面膜传导率下降及新规定的制冷剂的限制，产生数度的传热温度差的损失，对于真空冻结干燥装置特别要求的-70℃以下的低温冷凝器比较困难。
此外该冷凝器103在载热体循环回路中作为载热体循环的推进力使用了循环泵9。当然，在这种方式中，所必须的循环泵9的容量比以往的间接载热体型冷凝器102所必须的循环泵更加小型，但还是会由于泵的生热产生热量输入损失。但在先发明中制作的冷凝器103中，载热体的流路面积过大，为了保证必要的界面膜热传导系数，特别是以硅油作载热体，要增大循环泵的容量。因此，由于循环泵的热量输入损失，制冷剂的有效冷热量减少，对于冷凝器的凝结能力与达到温度不利。
本发明是为了改善这些问题，对冷凝器内的3媒体间的传热进行分析，探求通过传热温度差损失小的制冷剂直冷来增大热流量的方法。本发明的目的是在冷凝器的蒸汽凝结板的制作容易的前提下，提供一种改善在先发明的冷凝器103的制冷剂蒸发圆管的直接接触传热低的问题、增大制冷剂蒸发管与金属板的紧密接触宽度、提高传热性能、减少制冷剂与凝结面的真空蒸汽的传导温度差损失、同时增大循环载热体的界面膜传导系数、具有好的传导性能与高效率的蒸汽凝结能力的真空干燥装置的蒸汽凝结器。
本发明的实现上述目的的一种真空装置中的高效蒸汽凝结器，其结构为：将使从冷冻装置导出的制冷剂蒸发的制冷剂蒸发圆管贯通于金属材料制成的蒸汽凝结板内形成的载热液体的通路内，将进行制冷剂与载热液体之间的热交换的热交换器在真空室的内部或内壁面上设置成该热交换器的真空空间一侧的外表面的全部或一部分朝向真空空间，同时，其真空空间一侧的外表面由于从制冷剂、载热体任一侧均是直接或直接的金属接触，所以不经过对方的媒体即被冷却，并且兼作将热交换器的真空空间一侧的外表面做为蒸汽的凝结捕集面的热交换器，其特征在于：插入热交换器内的载热体通路内的制冷剂蒸发圆管被变形加工为椭圆长轴相对前述凝结捕集面平行的扁平椭圆管，由于通过这种变形加工形成的一对扁平面的一方或两方以与载热液体通路的内壁面紧密接触的状态装入所述通路内，制冷剂蒸发椭圆管与蒸汽凝结板内的载热液体通路的内壁面紧密接触的面积增大，同时，促进该热交换器的所述通路内载热液体的对流界面膜传热，提高传热性能及真空蒸汽的凝结能力。
对于本发明的技术方案，在真空装置为干燥处理的被处理物为医药品的真空冻结干燥装置的情况下，其装置的全体结构可与图3所示的在先使用“三媒体间热交换器”冷凝器的真空冻结干燥装置相同。
此外，对于所使用的冷凝器由金属材料形成板状的蒸汽凝结板，其内部形成的载热体通路内贯通有制冷剂蒸发圆管，在制冷剂、载热体和真空蒸汽三个媒体中的任意2个媒体间均存在通过界面金属壁或与界面金属壁紧密接触的金属板直接热交换的“三媒体间热交换器型”结构，也与前述图3中的以往方式的冷凝器相同。
但在由构成此冷凝器主体的金属材料所制成的蒸汽凝结板的内部形成的载热体的通路中，对于沿此通路贯通设置的制冷剂蒸发器管，将由形成该管的金属材料制成的管状圆筒管沿相对于其筒壁垂直的方向进行冲压加工，使筒壁两相对壁面压偏为与扁平圆筒的轴心线垂直相交的扁平面，形成断面中长轴相对于短轴为1.5倍的大致椭圆形形状。
此外，将此断面为扁平的椭圆形状的制冷剂蒸发器圆管以扁平面相对于蒸汽凝结板的真空蒸汽的凝结捕集面平行或大致平行的状态装入形成于蒸汽凝结板内部的载热体的通路内，其一对扁平面的一方或两方在通路的内壁面上紧密结合，通过焊接或压接而紧密接触。
此时，在蒸汽凝结板内形成的载热体通路相对于以往方式的蒸汽凝结板内设置的通路，可形成与压缩的圆管尺寸相对应、截面积缩小的尺寸形状。
在通路内部制冷剂蒸发圆管形成为在宽度方向二根并列形状，并在通路内部装入4根制冷剂蒸发器圆管的情况下，通路的顶壁与底壁之间如图8所示设置压棒29，可以提高接触的紧密度。此外，压棒29可以起到弥补板a与圆筒管的膨胀系数差的作用。还可以通过压缩通路的截面积6至7成使其通路内循环的载热体的流速加快，即使其循环用的泵容量小也无问题。
这种贯通于通路内安装的制冷剂蒸发圆管除用现成的管状圆筒管、经冲压加工形成为截面形状为扁平的椭圆形状外，也可使用通过金属材料压力成形由原始截面形状成为扁平椭圆形的形状的管。
正如上述，在本发明中，由于制冷剂蒸发器的蒸汽凝结板内的贯通于通路内的制冷剂蒸发管由圆筒状变为扁平的椭圆状，其扁平面紧密接触于通路的内壁面，所以制冷剂蒸发椭圆管与金属材料的蒸汽凝结板的接触面充分增大，可以大大减少接触热阻抗。而且，椭圆的制冷剂蒸发管通过制作圆筒状的制冷剂蒸发管、将其冲压、加工成扁平，可以容易地得到最合适的长短轴的制冷剂蒸发椭圆管，由于此时其截面积与圆筒管的截面积相比几乎没有什么变化，可容易地制作冷凝器。
此外，制冷剂蒸发椭圆管与圆筒管的制冷剂蒸发圆管面积相同时，由于椭圆的短轴比圆筒管的直径小，所以可将冷凝器的蒸汽凝结板加工得较薄，载热体一侧的流路面积减少，也能促进循环载热体的的流动。再者，制冷剂蒸发椭圆管的直接接触传热性能及在外侧循环的载热体的界面膜热传导率也能同时提高。因此，通过本发明的方式，能够得到具有良好传热性能和高效率的蒸汽凝结能力的真空装置的蒸汽凝结器。
图1为冷凝器使用直冷型冷凝器的以往真空装置的示意图。
图2为冷凝器使用间接载热体型冷凝器的以往真空装置的示意图。
图3为冷凝器使用三媒体间热交换器的以往真空装置的示意图。
图4为上述真空装置的冷凝器室及冷凝器纵剖后的主视图。
图5为上述真空装置的冷凝器室及冷凝器纵剖后的侧视图。
图6为上述中冷凝器的局部纵剖视图。
图7为上述真空装置的其它形式的冷凝器室的纵剖视图。
图8为上述真空装置的其它形式的冷凝器的局部纵剖视图。
图9为本发明真空装置中冷凝器的局部纵剖视图。
图10为本发明真空装置中另一实施例的局部纵剖视图。
图11为本发明装置的冷凝器凝结时的热流说明图。
以下参照附图对实施例进行说明。图中符号中与以往装置的部件同效的构成部件以同一符号表示。
图9为构成实施本发明的真空装置中设置的冷凝器(蒸汽凝结器)部分的蒸汽凝结板的纵剖面图，在图中，a为由金属材料形成的板状蒸汽凝结板，w为在该板a内部形成的通路，B为循环于该通路w内的载热体，16为通路w内贯通安装的制冷剂蒸发椭圆管，R为在该制冷剂蒸发椭圆管16内循环的制冷剂。
本例的真空装置为图3所示的以医药品的干燥处理作为主要对象的真空冻结干燥装置，其中安装的冷凝器为图3中符号103所示的“三媒体间热交换器”的冷凝器，这种真空装置及冷凝器的基本结构与图3至图7中说明的以往方式相同。
此外，形成于蒸汽凝结板a内部的载热体B的通路w与将图6所示以往的2根圆筒管作为制冷剂蒸发椭圆管16贯通安装形成的通路相比，只压缩了制冷剂蒸发椭圆管16，大致将截面积压缩了60-70％。
此通路w内贯通安装的制冷剂蒸发椭圆管16为通过将以往方式用的制冷剂蒸发圆管46冲压加工成截面为扁平的椭圆形形状，短轴相对长轴约为5分之3。
图10示出了另一实施例。此实施例为在通路w内装设有压棒29，靠其上侧和下侧各贯通2根制冷剂蒸发椭圆管16，通路w相对于以往方式通路的上下高度(蒸汽凝结板a的厚度方向的尺寸)大致为5分之3。
此外，这些贯通于通路w的区域内的制冷剂蒸发椭圆管16中，贯通于上侧区域内的制冷剂蒸发椭圆管扁平面16a的一方与通路w的顶壁17紧密接触，贯通于下侧区域内的制冷剂蒸发椭圆管扁平面16a的一方与通路w的底壁18紧密接触。
图11为上述的蒸汽凝结板a在凝结水蒸汽时热流的原理图。从此板a的蒸汽凝结面(冰层表面)穿过板宽L的热流中，一部分由直接传导(克服接触热阻抗)流入制冷剂蒸发管的热流Q1的宽度为L1，一部分从蒸汽凝结板a经循环于通路内的载热体B的界面膜热传导到达制冷剂蒸发椭圆管16的热流Q2的宽度为L-L1，制冷剂蒸发椭圆管16与蒸汽凝结板a的接触面宽度为ε。
一方面，通过直接传导流入制冷剂蒸发椭圆管16的热流Q1与以下的热阻抗相关。即为凝结冰层的的热阻抗13，贯通蒸汽凝结板a的板厚而传至接触面宽ε的热阻抗12，接触热阻抗R11。其中，接触热阻抗11受制冷剂蒸发椭圆管与蒸汽凝结板a之间的接触面宽度ε及等价接触间隙δ的影响很大。
在本发明方式的蒸汽凝结器(冷凝器)中，由于作为扁平的椭圆管的制冷剂蒸发器圆管的接触面宽度比圆筒管增大较多，所以接触热阻抗减小，由直接传导传递至制冷剂蒸发管的热流Q1增大。
另一方面，经循环的载热体B到达制冷剂蒸发椭圆管16的热流Q2的热阻抗由凝结冰层的热阻抗R24，贯通板厚的热阻抗R23，板内面(含隔壁)与载热体B的界面膜热阻抗R22及制冷剂蒸发圆管16周围(紧密接触面宽ε除外)的界面膜热阻抗21构成。其中，循环的热媒体B的界面膜热传递系数对热阻抗R22与R21有较大的影响。界面膜热传导率的提高增大了由循环载热体所致的热流。做为冷凝器的蒸汽凝结板a的传热性能理论分析表明，此实施例的冷凝器由于制冷剂蒸发椭圆管16与金属材料的的蒸汽凝结板a的接触面宽度增大，减少了接触热阻抗，从制冷剂蒸发椭圆管16内的制冷剂到冷凝器凝结冰层表面的综合传热系数比在先发明的冷凝器大，在冻结干燥初期传热性能约提高22％，在干燥中期(冰层厚10mm)综合传热系数也增加13％。
此外，在本发明中，冷凝器由制冷剂蒸发椭圆管16制成，通过图10的例子所示的将蒸汽凝结板a的内腔通路w制作得较薄，减少了载热体一侧的流路面积，促进了载热体一侧的流动，界面膜热传导性能也得以提高。
在使用与在先冷凝器相同容量的循环泵的情况下，载热体的流速增大，界面膜热传导系数增加约50％。如与在先发明的冷凝器的载热体界面膜热传导系数相等，则载热体循环量为现状的60％即可，从而，载热液体循环泵容量降低约一半，因泵生热引起的热损失也可减少。