11ＯＴＥＣVol. 25（2020），11 ～ 19

表面処理されたアルミ伝熱面を用いたアンモニア蒸発器の伝熱特性(ヘヘリンボーン型の場合)
有馬 博史*1，重永 裕大*2，西口正尚*2
Characteristic of boiling heat transfer of ammonia on evaporator
using surface – treated aluminum heat transfer surface(Case: herring-bone surface plate)
Hirofumi ARIMA *1, Yuta SHIGENAGA *2 and Masanao NISHIGUCHI*2*1

Institute of Ocean Energy, Saga Univ., 1-48, Hirao, Kubara-aza, Yamashiro-cho, Imari-shi, Saga 849-4256*2
Graduate school of Sci. Eng., Saga Univ., 1-Honjo, Saga-shi, Saga 840-8502

Abstract
The Ocean Thermal Energy Conversion (OTEC) usually uses plate heat exchangers as evaporator and condenser. The heattransfer plates of the plate heat exchanger are usually made of titanium, because the material has thigh seawater and ammonia
corrosion resistances. However, the titanium plates have high production costs, therefore, the heat exchanger using the material
plates is also high expensive. Then, the new materials as a substitute for the materials are required. Incidentally, the aluminum
and aluminum alloy have high thermal conductivity material and is inexpensive one. The author considered that using thealuminum as a material of the heat transfer plate for the heat exchanger. However, the aluminum has low ammonia corrosionresistances. Then, the aluminum plate was surface treated by high ammonia corrosion-resistant material. In this study, the new
herring-bone aluminum plate was configured and surface treated the plate by the anodic oxidation (AO) method. The aluminum
plates were installed in the plate heat exchanger as an evaporator. The measurement of the overall heat transfer coefficient andthe boiling heat transfer coefficient of ammonia of the evaporator were performed. As a result, the overall heat transfer
coefficient has weak effect on velocity of the heat source water. It was found that the surface treated aluminum plate could use
for an evaporator, which is flowing the ammonia as a working fluid.
Key words : Herring-bone plate, Aluminum, Ammonia, Boiling, Anodic Oxidation

1. 緒言

海洋温度差発電 (OTEC) は，海洋の表層の海水の温度 (25-30℃) と深層の海水の温度 (5-10℃) の温度差を利用して発電を行う．OTEC はその発電サイクルから，オープンサイクルとクローズドサイクル，またそれらを組み合わせたハイブリッドサイクルに大別できるが，OTEC の研究開発ではこれまで主にクローズドサイクルを中心に行われてきた．クローズドサイクルはランキンサイクルを基礎としており，熱源である海水から蒸発器および凝縮器で熱を吸収および排出することによってタービンで仕事を行い発電機で発電する．ここで，OTEC の蒸発器と凝縮器として用いられているのはプレート式熱交換器である．プレート式熱交換器は単位体積当たりの伝熱面積が大きいことから，省スペースで高性能な熱交換器として用いられている．また，作動流体は，熱源の温度が低いために低沸点媒体であるアンモニアが用いられている．OTEC では蒸発器，凝縮器の伝熱性能がサイクル全体の発電効率に大きく寄与する．
そのため，作動流体であるアンモニアの熱伝達率について把握することが，熱交換器の設計をする上で非常に重要となっている．これまでアンモニアを用いたプレート式蒸発器の熱伝達率については，櫛部ら (2005, 2006)，金ら (2007), 岡本ら (2009), Djordjevic et al. (2008), Sterner et al. (2006) によって原稿受付 2020 年 11 月 3 日*1 佐賀大学海洋エネルギー研究センター （〒849-4256 伊万里市山代町久原字平尾 1-48）*2 佐賀大学大学院理工学研究科 （〒840-8502 佐賀県佐賀市本庄町１番）
E-mail: arima@ioes.saga-u.ac.jp

12

有馬 博史，重永 裕大，西口 正尚

測定が行われてきており，特に金ら (2007), 岡本ら (2009) の研究では，アンモニアの沸騰熱伝達率について体系的に求められている．一方，OTEC のサイクル全体の性能向上には蒸発器の伝熱性能の向上も重要である．岡本ら (2009) は伝熱面に微細凹凸面に加工することで，アンモニアの核沸騰を促進し，平滑面に比して熱伝達が 20~ 40%向上することを明らかにしている．また，Koyama et al. (2014a, 2014b)はプレート式熱交換器の流路幅を狭めることで熱伝達率が向上することを明らかにした．いずれの研究も，プレート式熱交換器の構造の改善により伝熱性能の向上を狙ったものであるが，一方で，伝熱性能の向上を目的とした熱交換器の材料に関する研究はほとんど皆無であった．Kapranos et al. (1987) は OTEC 設計時の材料選定において，ステンレス，チタン，Cu-Ni 合金，アルミニウムの使用ついて検討を行っているが，OTEC では海水とアンモニアを用いることからチタンが最も有効であることを述べている．一方，著者らはチタンより熱伝導率の高いアルミニウムに注目し，プレート式蒸発器の伝熱面として使用することを考えた．しかし，アルミニウムはアンモニア及び海水に対する耐食性が低いことが知られているので，そのままでは使用に適していない．そこでアルミニウムに PEEK 樹脂および DLC で表面処理を施し耐食性を増したコーティングアルミプレートを考案し，そのプレートを用いたアンモニア耐腐食性及び伝熱性能について測定 (Arima et al., 2018) を行った．その結果，3 カ月程度の使用であれば腐食もなく問題なく使用できることを明らかにした．しかし，樹脂系のコーティング材を用いたために皮膜の熱抵抗による伝熱性能の低下やコーティングが高価であるため，これらのコーティングとは異なる複数の表面処理を施したアルミプレートについて耐食性の検討 (有馬, 2020) を行った．その結果，アルミニウムに陽極酸化を施した場合が，最も耐食性に優れかつコーティングによる熱抵抗の増加が抑えられること，また，前出のコーティングよりコストを抑えられることが明らかとなった．一方，有馬らのこれまでの研究 (Arima et al., 2018)では伝熱プレートの形状はいずれも平滑面で行われてきたが，実用機で用いられているヘリンボーン型伝熱プレートの研究は行われていない．そこで，ヘリンボーン型アルミニウムプレートを用いた場合のアンモニア沸騰伝熱特性について明らかにするため，本研究では陽極酸化で表面処理を施したヘリンボーン型のアルミニウムプレートを新たに作成した．
また，その伝熱プレートを用いたアンモニア沸騰実験を行い，熱交換器の熱通過率と沸騰熱伝達について測定を行った．その結果について報告を行う．
2. 記号

Ac：

総流路断面積[m2]

U：

熱通過率

[W/m2K]As：

総伝熱面積[m2]V：

流速[m/s]Cp：

定圧比熱[J/kgK]

ギリシャ文字Dh：

相当直径[m]ρ：

密度[kg/m3]

h：

熱伝達率

[W/m2K]

添字

k：

熱伝導率

[W/mK]

h：

温水

L：

蒸発潜熱

[J/kg]

in：

入口

m：

質量流量[kg/s]

l：

液相

P：

圧力[Pa]lm

：

対数平均

Q：

熱交換量

[W]

out：

出口

T：

温度

[℃]

sat：

飽和

ΔT：

温度差

[℃]

wf

：

作動流体

t：

プレート厚さ[m]

ww：

水-水実験

3. 実
3・1 実験装置

験13

表面処理されたアルミ伝熱面を用いたアンモニア蒸発器の伝熱特性（ヘリンボーン型の場合）

実験は温水-冷水(水-水)の熱交換実験およびアンモニア強制対流沸騰実験を行った．水-水の熱交換実験装置をFig. 1(a)，アンモニア強制対流沸騰実験装置を Fig. 1 (b) に示す．Fig. 1(a) は，テストセクション (プレート式熱交換器) と温水タンク，温水ポンプおよび冷凍機で構成される．Fig. 1 (b)はテストセクション (プレート式蒸発器)，凝縮器，作動流体タンク，サブクーラー，2 基の冷凍機，温水タンク，作動流体ポンプ，温水ポンプで構成される．また，装置は作動流体循環系，温水循環系，冷水循環系の 3 つの循環系がある．各機器の諸元は以下のとおりである．テストセクションはプレート式熱交換器 (アルファラバル製: T2-BFG)，凝縮器およびサブクーラーはブレイズド熱交換器 (東京ブレイズ製: TB-MS11V)，作動流体ポンプはマグネットポンプ (SPECK 製: NPY2251MK0402，出力 500W)，温水ポンプはマグネットポンプ (三相電機製: PMD-1523B6M, 出力 150W)，投げ込みヒーターはパイプヒーター (八光電機製: BWA3230, 出力 200V-3kW および BWA1120, 出力 100V-2kW)，冷凍機
は小型 DC インバーターチラー (オリオン製: RKW1500B-V-G1，冷却能力 5.3kW および RKS753J-MV，冷却能力2.5kW)である．
系内の状態量は各種センサーにて測定を行った．系内の温度の測定は K 型熱電対 (林電工製: ST6，クラス 1，誤差 ±1.5℃)，圧力測定は圧力変換器 (横河電機製: FP101，測定範囲 0 ~ 2MPa，測定精度 ± 0.25% F. S.)，作動流
体流量は，コリオリ式質量流量計 (エンドレスハウザー製: PROMASS 83A，精度 ± 0.1%以内)，温水の体積流量測定には電磁流量計 (キーエンス製: FD-M50AT および FD-81，繰返精度 ± 1.6%)，冷水の体積流量測定には電磁流量計 (キーエンス製: FD-M10AT，測定精度 ± 1.6% F. S.)を用いた．各センサーで測定された値は，データロガー (GRAPHTEC 製: GL-820)に収集され，記録された．
T Thermocouple

PHE

T

OutletT

Flowmeter

T

Inlet

ValveT

Inlet

Outlet

Test section
T
Refrigerator

Immersion
heaterHotwatertank P(a) Hot water – cold water heat exchange experiment.
TCold water circuit

THot water circuit

Working fluid (NH3) circuit
TT

Condenser

P
Workingfluid
Tank

Subcooler
Refrigerator
1

Refrigerator
2

Mass flowmeter

PHE(Evaporator)

Workingfluidpump(b) Ammonia forced convective boiling experiment.
Fig. 1 Schematic diagram of experimental apparatus.

3・2 テストセクションおよびテストプレート

Volumetricflow meter

Hot watertank14

有馬 博史，重永 裕大，西口 正尚

実験で用いたテストセクションは，市販のプレート式熱交換器のフレームに，本研究で新たに製作したテストプレートを挿入する形で構成した．Fig. 2 にテストプレートの外観と寸法，Table 1 にテストプレートの諸元を示す．テストプレートは材料に純アルミニウム A1050 を用いており，Fig. 2 に示すヘリンボーン形状の波板をプレス加工により形成した．寸法は高さ 350mm，幅 100mm，厚さ 1mm，また波板の形状として，シェブロン角が 45°，波板のピッチが 8.13mm, 高さが 2.47mm である．
このテストプレートはアンモニアの耐食性を持たせるために，JIS H8601 で規定された陽極酸化による表面処理が施されている．酸化は硫酸法で行われ，沸騰水金属塩封孔処理で後処理されている．また膜厚は AA15 相当(実測で 20 ~ 25μm) である．このテストプレートは 4 枚を一組として蒸発器フレームに組み込んで使用した．テ
ストプレート組み込み後のテストセクションの諸元を Table 2 に示す．
Table 1 Geometrical data of the test plate.

100hp350

βLengthl[mm]350Widthw[mm]100Thickness

t[mm]

1

Gap sizeδ[mm]1Wave length

h[mm]

2.47

Wave pitchp[mm]8.13Chevron angle

β[deg]

45

Number of platesn[-]4Overall heat transfer area

A[m2]1.92×10-2

Thermal conductivityk[W/mK]

225

Dh[mm]

2h(A1050)
Equivalent diameter
Fig. 2 Design of test plate.
Table 2 Specification of test section.
Number of plates on test section
Number of channels (hot water/ working fluid sides)
Total heat transfer area As [m2]Cross-sectional area of working fluid channel Acwf [m2]Length of the heat transfer area of test plate lch [m]Thermal conductivity of A1050 aluminum k [W/mK]

43/2
7.698×10-2
2.057×10-40.239
225

3・3 実験方法
本研究では，前節で示したヘリンボーン型テストプレートについて，①温水-冷水(水-水)の熱交換実験による水の熱通過率および熱伝達率の測定，②アンモニア強制対流沸騰実験による熱通過率およびアンモニア沸騰熱伝達率の測定による評価を行った．
3・3・1 温水-冷水(水-水)の熱交換実験
水-水の熱交換実験では Fig. 1 (a) の装置を用いた．温水タンクで温調された温水と冷凍機の冷水をテストセク
ションの温水側と冷水側に流すことで熱交換を行った．任意の温度及び流量の温水及び冷水をテストセクションに対向で流して，これらの流体の入口と出口の温度及び流量値をデータロガーで測定を行った．また測定された値はデータロガーに 1 秒間隔で 2 分間保存された．2 分間の値の平均値を求め，その値を実験データとして用いた．実験条件を Table 3(a) に記す
3・3・2 アンモニア強制対流沸騰実験
アンモニア強制対流沸騰実験では Fig. 1 (b) の装置を用いた．初めに作動流体タンクに貯蔵されたアンモニアは，作動流体ポンプでサブクーラーを経由してテストセクションに送られる．サブクーラーは，冷凍機 2 からの15

表面処理されたアルミ伝熱面を用いたアンモニア蒸発器の伝熱特性（ヘリンボーン型の場合）冷水でアンモニアを冷却して過冷状態に保つ役割がある．テストセクションには温水タンクから所定の温度の温水が供給されており，この熱によってアンモニアを蒸発させる．2 相状態または過熱状態となったアンモニアは，蒸発器を出た後に凝縮器に送られ凝縮器の冷水で冷却される．冷水は冷凍機 1 から供給される．過冷状態のアンモニアは作動流体タンクに戻り，再びポンプによりテストセクションに送られ，作動流体系内を循環する．実験
では，テストセクションの入口の温水温度とアンモニアの出口圧力，温水およびアンモニアの流量を一定に保つことで，系内を定常状態に保ち，系内の各状態量をデータロガーで測定を行った．また測定された値は水-水実験と同様な方法でデータロガーに記録して，その値を実験データとして用いた．実験条件を Table 3(b)に記す．
Table 3 Experimental conditions.
(b) Ammonia forced convective boiling experiment.
(a) Hot water – cold water heat exchange experiment.
Hot water flow rate [L/min]([m/s])

1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
(0.081, 0.162, 0.243, 0.324,0.406, 0.487, 0.567)

Cold water flow rate
[L/min] ([m/s])
Hot water inlet temperature[ºC]
Cold water inlet temperature[ºC]

1 (0.081)
30, 405, 10

Hot water flow rate mh[L/min] ([m/s])
Working fluid mass flow rate
mwf [kg/h](Mass flux [kg/m2s])
Hot water inlet temperatureTh, in [ºC]
Working fluid outlet pressure
P [kPa_abs]

1, 2, 3, 4, 5 ,6
(0.081, 0.162, 0.243, 0.324,0.406, 0.487)
3.5, 5, 7.5, 10, 15(7.1, 10.1, 15.2, 2.03, 3.04)
30, 40700

3・4 データ整理
3・4・1 温水-冷水(水-水)の熱交換実験による温水側の熱伝達率の導出
テストプレートの温水側の熱伝達率を求めるため，水-水の熱交換実験を行い，以下の方法で熱伝達率の導出を行った．
水-水の熱交換実験で得られた温水側の熱交換量 Qh [W]を以下の式で求めた．
𝑄𝑄� � 𝑚𝑚� 𝐶𝐶𝐶𝐶� �𝑇𝑇�,�� � 𝑇𝑇�,��� �

�1�

ここで mh [kg/s]，Cph [J/kgK], Th,in, Th,out [℃]はそれぞれ，テストセクションに流す温水の質量流量，定圧比熱，テストセクションの温水側の入口と出口温度である．
水-水の熱交換実験における熱通過率 Uww [W/m2K]は次式で求めた．
𝑈𝑈�� � 𝑄𝑄� ��� ∆𝑇𝑇��,�� �

ここで As [m2]，Tlm,ww [℃]はそれぞれテストプレートの総伝熱面積，対数平均温度差である．

�2�

対数平均温度差Tlm,ww は次式で求めた．
Δ𝑇𝑇��,�� ����,�� ���,��� �����,��� ���,�� ������,�� ���,��� ����,��� ���,�� ��3�

ここで Tc,in, Tc,out [℃] はテストセクションの冷水側の入口と出口の温度である．
温水側の熱伝達率 hh は，Eq. (3)で求めた熱通過率 Uww と伝熱プレートの熱伝導率 k と厚さ t，および冷水側の熱伝達率 hc との関係を示した Eq. (4)から求めた．
1𝑈𝑈�� � 1ℎ� � 1ℎ� � ���4�

16

有馬 博史，重永 裕大，西口 正尚

ところで，Wilson (Wilson, 1915) は，熱源の流体と熱伝達率の関係として，ウィルソンプロット法を提案している．ウィルソンプロット法では，温水の流速 Vh [m/s]と熱伝達率 hh [W/m2K]とした時，熱伝達率は流速のべき乗に対して比例すること述べている．
1ℎ� ∝ 𝑉𝑉���

�5�

なお，温水流速 Vh [m/s] は温水の質量流量 mh [kg/s], 温水の密度 ρh [kg/m3] と流路断面積 Ac [m2] を用いて次式で求めた．
𝑉𝑉� � 𝑚𝑚� ��� 𝐴𝐴� �

�6�

1𝑈𝑈�� � 𝐶𝐶�� 𝑉𝑉��� � �𝑘𝑘 � 1/ℎ� � 𝐶𝐶�� 𝑉𝑉��� � 𝐶𝐶��7�

以上のこのことから，Eq. (4)は Eq. (5)を用いて次のように書き直すことができる．

よって，1/Uww と 1/Vh の相関関係を求め，その相関式から得られる比例定数 Ch1 を用いて，温水の熱伝達率 hh を次式で求めた．
1ℎ� � 𝐶𝐶�� 𝑉𝑉���

�8�

3・4・2 アンモニア強制対流沸騰実験によるアンモニア側の熱伝達率の導出
蒸発器の熱通過率およびアンモニア沸騰熱伝達率は以下の方法で導出を行った．
初めに熱通過率 Uwf [W/m2K] を次式で求めた．
𝑈𝑈�� � 𝑄𝑄� �𝐴𝐴� ∆𝑇𝑇��,�� �

�9�

ここで Qh [W], As [m2],Tlm,wf [℃] は，それぞれ温水熱交換量，テストプレートの総伝熱面積，対数平均温度差である．また Qh，Tlm,wf はそれぞれ次式で求めた．
𝑄𝑄� � 𝑚𝑚� 𝐶𝐶𝐶𝐶� �𝑇𝑇�,�� � 𝑇𝑇�,��� �Δ𝑇𝑇��,�� � �𝑇𝑇�,�� � 𝑇𝑇�,��� �/ln���,�� ����� ����,�� ����� �

�10�

�11�

ここで mh [kg/s], Cph [J/kgK], Th,in, Th,out [℃], Tsat [℃]は，それぞれ温水の質量流量，定圧比熱，テストセクションの温水側の入口と出口温度，飽和温度である．飽和温度はシステム圧力から PROPATH (Propath Group, 2016) を用いて算出した．
一方，アンモニア側熱伝達率 hwf は，熱通過率 Uwf [W/m2K]，温水側の熱伝達率 hh [W/m2K] とテストプレートの熱伝導率 k [W/mK]および厚さ t [m]の値を用いて次式の関係から求められる．
1/ℎ�� � 1/𝑈𝑈�� � �1/ℎ� � �/𝑘𝑘 �

最後に，沸騰熱伝達の整理に用いるテストセクション出口の乾き度 x は次式で求めた．
���� ����� �������� �

�12�
�13�

ここで L は蒸発潜熱，mwf は作動流体の質量流量である．また，Qsub, Qsup は過冷域と過熱域における熱交換量である．これらの値は，作動流体側入口の比エンタルピーの値と，熱交換量と作動流体質量流量の比から得られる比エンタルピーの値からそれぞれ算出した．なお，Eq. (13)は作動流体入口の条件が過冷である場合のみに使用した．

17

表面処理されたアルミ伝熱面を用いたアンモニア蒸発器の伝熱特性（ヘリンボーン型の場合）

4. 結

果

4・1 温水側の熱伝達率の測定
Fig. 3 に水-水実験で得られた温水の流速 Vh に対する熱通過率 Uww の相関を示す．この実験では，冷水側流量 mcを 1 L/min で一定に保った状態で温水流速のみを変化させて，それぞれの温水流速条件における熱通過率を測定した．Fig. 3 より温水流速 Vh の増加に伴い，熱通過率 Uww も増加することがわかる．また，その増加は，温水流速のべき乗で増加していることから，Wilson プロット法で温水流速に対する温水側熱伝達率の相関を求めることにした．まず，1/Vh に対する 1/Uww の値の相関からべき乗の値として n = 0.3 を得た．次に，Fig. 4 に示す 1/Vh0.3 に対する 1/Uww とのプロットを行い，Eq. (7)の関係から Ch1 = 5.52×10-4 を得た．最後に Eq. (8)から温水側熱伝達率
hh の推算式として次式を得た．
ℎ� � 1.81 � 10� 𝑉𝑉� �.�

(14)

後述するアンモニア沸騰熱伝達率の導出には温水側熱伝達率として Eq. (14)の式を用いることにする．
0.005
Tc, Th [℃]
5, 3010, 30
5, 40
10, 402000

mc=1 L/min

1/Uww [(W/m2K)-1]

Uww [W/m2K]

3000

1000

00.1

0.2

0.30.4Vh [m/s]

0.50.004

Tc, Th [℃]
5, 30
10, 305, 40
10, 401

40.0030.002
0.001

0.6Fig. 3 Overall heat transfer coefficient against hot watervelocity at anodic oxidation test plate.

mc=1 L/min023
1/Vh0.3 [(m/s) -0.3]

5Fig. 4 1/Uww vs. 1/Vh0.3 at anodic oxidation test plate.

4・2 蒸発器の熱通過率の測定
Fig. 5 (a)と(b)に異なる作動流体質量流量条件による温水流速 Vh に対する熱通過率 Uwf の値を示す．Fig. 5 の(a)と(b)は，それぞれ温水入口温度の条件が Th,in = 30℃および 40℃における結果を示す．
Fig. 5 (a)と(b)の結果より，全ての質量流量における熱通過率の値は，Vh < 0.4 m /s の流速の低い領域では温水流速の増加に伴い増加していることが分かる．一方，Vh > 0.4 m /s の流速の高い領域では熱通過率がほぼ一定の値を示した．次に，作動流体質量流量 mwf の違いによる熱通過率へ影響は，いずれの入口温度条件においてもほとんど違いが観察されなかった．また温水入口温度の違いによる同一の温水流速での熱通過率の比較でも，値の違いはほとんど見られなかった．

Th,in=30℃
2

2000

3000

mwf [kg/h]
3.557.5
1015Uwf [W/m K]

Uwf [W/m2K]

3000

1000

00.10.20.3
Vh [m/s]

0.4

0.5

2000

mwf [kg/h]
3.5
5
7.5
1015Th,in=40℃

1000

00.1

0.2
0.3
Vh [m/s](a) Th,in = 30℃(b) Th,in = 40℃
Fig. 5 Overall heat transfer coefficient at anodic oxidation test plate.

4・3 沸騰熱伝達率の測定

0.4

0.5

18

有馬 博史，重永 裕大，西口 正尚

Fig. 6 (a)と(b)に作動流体の出口乾度 x に対するアンモニアの沸騰熱伝達率 hwf の値を示す．Fig. 6 の(a)と(b)は，それぞれ温水入口温度の条件が Th,in = 30℃および 40℃における結果を示す．
Fig. 6 (a) の温水入口温度が 30℃の条件において，作動流体流量が少ない条件では出口乾き度の増加に伴い沸騰熱伝達率が増加していることが分かる．しかし，作動流体流量が大きい条件では，逆に出口乾き度の増加に伴い，沸騰熱伝達率が減少していた．Fig. 6 (b) の温水入口温度が 40℃の条件において，作動流体流量が少ない条件
では Fig. 6 (a)と同様に出口乾き度の増加に伴い沸騰熱伝達率が増加している．一方，作動流体質量流量が大きい
場合では，ほぼ一定値を示した．
Fig. 6 (a)と(b)の温水入口温度の違いによる比較では，Fig. 6 (a)の方がすべての乾き度において沸騰熱伝達率が高い値を示した．Fig. 3 の比較で述べたように，熱通過率はほぼ同じ値を示していたが，作動流体側-温水側の温度差から得られる過熱度が温水入口温度 40℃の方が大きく，結果的に熱伝達率が低くなったものと考えられる．

30000

30000

20000

20000

10000

00mwf [kg/h]
3.557.51015hwf ［W/m2K]

hwf ［W/m2K]

mwf [kg/h]
3.5
57.5
101510000

0.20.4x0.6

0.80010.20.4x0.60.8

1(a) Th,in = 30℃(b) Th,in = 40℃
Fig. 6 Boiling heat transfer coefficient at anodic oxidation test plate.

5. 結言

ヘリンボーン型アルミテストプレートを新たに製作して，熱交換器の熱通過率および沸騰熱伝達率の測定を行うことで同プレートの性能評価を行った．
(1) 作動流体質量流量の違いによる熱通過率への影響は観察されなかった．また，温水流量が高い領域では熱通過率がほぼ一定の値を示し，水側の熱伝達率が律速であることが分かる．
(2) アンモニアの熱伝達率は，作動流体質量流量に依存し，乾き度に対する分布は作動流体質量流量の大小によって傾向が異なることが分かる．
謝辞

本研究は JKA 補助金(2019M-145)により資金の助成を受けたものである．ここに記して感謝する．
文

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P. Kapranos, R. Priestner, “Overview of metallic materials for heat exchangers for ocean thermal energy conversion systems”,
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櫛部光央, 池上康之, 門出政則, 上原春男, “プレート式蒸発器のアンモニア平均蒸発熱伝達と温水側圧力損失”,
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