微細凹凸面を用いたプレート蒸発器におけるアンモニアの沸騰伝熱促進
アンモニアの沸騰伝熱促進
有馬博史*1，岡本明夫*2，松尾伸彦*3，池上康之*1

Boiling heat transfer enhancement for ammonia
using micro grooved surface on plate evaporator
Hirofumi ARIMA*4, Akio OKAMOTO*5
Nobuhiko MATSUO*6 and Yasuyuki IKEGAMI*4*4 Institute of Ocean Energy, Saga University
1-48 Kubara-aza, Hirao, Yamashiro-machi, Imari-shi, Saga 849-4256, Japan*5 Graduate school of science and engineering, Saga University
1 Honjo-machi, Saga-shi, Saga 840-8502, Japan*6 Faculty of science and engineering, Saga University
1 Honjo-machi, Saga-shi, Saga 840-8502, JapanThe small thermal energy conversion, such as ocean thermal energy conversion (OTEC) is
expected to be the new renewable energy. Since small thermal energy conversion cycles have low
thermal efficiency, these systems use a plate type heat exchanger, and ammonia or ammonia/water
mixture as a working fluid. Then, in order to more improve their cycle efficiency, it is necessary to
improve the efficiency of plate heat exchanger and study the characteristic of boiling heat transfer ofammonia or ammonia/water on plate heat exchanger.
Therefore, in order to examine the boiling heat transfer enhancement of ammonia on plateevaporator, we studied about the effect of heat transfer surface condition using treated heat transfer
surface with micro grooves and flat surface for vertical plate evaporator. In this study, measurementsof local boiling heat transfer coefficients on forced convection were performed for pure ammonia on
both surface type plate heat exchangers in a range of mass flux (2 - 7.5 kg/m2 s), heat flux (10 20kW/m2), and saturated pressure (0.7 - 0.9 MPa).
The result shows that, the local boiling heat transfer coefficient of grooved surface was larger
than that of flat surface. In addition, in case of grooved surface, heat transfer coefficient increased
with an increase mass flux. Especially the effect of heat transfer enhancement using grooved surface
appeared notably in the nucleate boiling region. On the other hand, an empirical correlation wasderived for the local boiling heat transfer coefficient using the Lockhart-Martinelli parameter. This
correlation can predict the heat transfer coefficient with ±15% or less accuracy for all of the present
conditions.
Key Words : Heat transfer enhancemnet, Heat transfer coefficient, Ammonia, Plate heat exchanger,
Micro grooved surface

電が新エネルギー，クリーンエネルギーとして注目さ
1. 緒
言
石油価格の高騰や将来的な化石燃料の枯渇によるれている．これらの小温度差発電は，熱源の温度が元々エネルギー危機が叫ばれるなか，化石燃料による既存が特徴である．そこで小温度差の熱源の中からより多の発電に比べて，小さな熱エネルギーを電気エネルギ

くの熱エネルギーを回収するために，熱交換器としてーに変換する OTEC や STEC で代表される小温度差発

プレート型熱交換器が主に使用されている．また，高低いことと温度差が小さいことから，熱効率が低いの

温側の熱源の温度が 25℃から高くてもせいぜい 90℃*1 佐賀大学海洋エネルギー研究センター*2 佐賀大学大学院エネルギー物質科学専攻*3 佐賀大学機械システム工学科
arima@ioes.saga-u.ac.jpと，化石燃料による既存の発電に比べて非常に低いため，作動流体は，火力・原子力発電のような水 (水蒸気) の代わりに低沸点媒体であるアンモニアやアンモ

hliq

ニア/水混合媒体が使用されている．
小温度差発電の発電効率を上げるためには，熱交換器であるプレート式蒸発器の性能向上が不可欠である．
それには，アンモニアやアンモニア/水を使ったプレー

ifg
iin
iloc

ト式蒸発器の沸騰伝熱特性の把握を行い，小温度差発電の規模や熱源に適した最適設計を行う必要がある．
しかし，アンモニアやアンモニア/水を作動流体としたプレート式蒸発器に関する基礎研究としては，櫛部ら(1) (2)，金ら(3)，岡本ら(4)，有馬ら(5)の強制対流における沸騰熱伝達の研究があるが，基礎データ数が未だ少ない．
また，プレート式蒸発器の性能向上につながる沸騰伝
熱促進法についての研究はほぼ皆無である．
ところで，熱交換器における沸騰伝熱促進法として以下の方法が提案(6)されている．その方法として，伝熱面処理法，拡大伝熱面法，添加物法(7)，電場付加法などが挙げられる．その中でも沸騰伝熱の原理に照らし合わせて考えて，プレート式蒸発器に有効なのは伝熱面処理法と拡大伝熱面法の 2 つが考えられる．
伝熱面処理法では，微細面構造や粗面構造にすることで，キャビティーを表面に分布させて蒸気泡の発生を促進する．この微細構造を用いたアンモニア伝熱促
進の研究として，有馬ら(8)による溶射面を用いた飽和プール沸騰の研究と，池上ら(9)による溶射伝熱プレートを用いたアンモニア強制対流の研究がある．

ipre.inisat.liq
k
li
m
Pabs
Prl
qav
qloc
Qpre
Ti
Twall
Tsat
w
x

δ
µ g
µ l
ρ g
ρ l
Χtt

：流れのうち液単成分だけが流路を流れた場合の熱達係数 [W/m2K]：蒸発潜熱 [J/kg]：伝熱プレート入口でのエンタルピー[J/kg]：伝熱プレート局所でのエンタルピー[J/kg]：プレヒーター入口でのエンタルピー[J/kg]：飽和液のエンタルピー [J/kg]：熱伝導率 [W/(m・K)]：距離 [m]：質量流量 [kg/s]：飽和蒸気圧（絶対圧力） [Pa]：液相の Prandtl 数：平均熱流束 [W/m2]：局所熱流束 [W/m2]：プレヒーター内での交換熱量 [W]：熱電対測定温度 [℃]：プレート壁面温度 [℃]：作動流体の飽和温度 [℃]：流路幅 [m]：熱平衡乾き度 [-]：流路高さ [m]：気相の粘性係数 [kg/m・s]：液相の粘性係数 [kg/m・s]：気相の密度 [kg/m3]：液相の密度 [kg/m3]：Lockhart-Martinelli パラメーター [-]一方，拡大伝熱面法では，同一体積で伝熱面積が大きくなるためコンパクト化に有利である特徴がある．
拡大伝熱面による伝熱促進の研究は，フロン系の媒体

2. 実験装置および実験方法
実験装置および実験方法
2・・1 実験装置

Fig. 1 に実験装置概略図を示す．

における管型熱交換器の研究事例は多く，また既製の装置は，蒸発器 (テストプレート)，凝縮器，プレヒー伝熱プレートを用いた研究ではヘリンボーン型に代表

ター，サブクーラー，作動流体ポンプ，作動流体タンされる伝熱プレートの研究があるが，アンモニアを用

ク，温水・冷水供給装置で構成される．

いた研究は総括的な評価はなされているが、局所的な研究はほとんど見当たらない．

それぞれの装置は，ステンレス配管により接続されたアンモニア作動流体循環系と塩化ビニル製配管によ以上のことから，現在までにアンモニアにおけるプり接続された温水および冷水循環系を構成している．

レート式蒸発器の伝熱促進についての研究はあまり進作動流体に貯蔵されたアンモニアは，サブクーラー

められてない．そのため，これらの 2 つの伝熱促進法

で過冷度を調整された後に，作動流体ポンプでプレヒの内，伝熱面処理による伝熱促進法について注目してーターに送られる．作動流体はプレヒーターで温水加

幅 200µm，深さ 30µm の連続した微細凹凸面を用いた

熱され，乾き度を調整される．乾き度を調整された作アンモニアの沸騰熱伝達促進についての研究を行った．

動流体はテストプレートに送られ，ヒーターにより過熱され沸騰・蒸発する．テストプレートを出た作動流

主 要 記 号
A
C
Dh
G
hloc

：伝熱面面積 [m2]：定数 [-]：水力直径 [m]=2wδ/(w+δ)：質量流束 [kg/m2s]：局所熱伝達係数 [W/m2K]

体は，凝縮器で凝縮され作動流体タンクに戻る．

Fig. 1 Schematic diagram of the experimental apparatus

温水は，温水タンク内で 2kW の投げ込みヒーターで加はめ合わせることで構成された矩形流路である．矩形流

温され，温度調整された後，温水ポンプでプレヒーター

路の寸法は，幅 (w) 100mm，高さ (δ) 2 mm，伝熱部の長に送られる．冷水は，冷凍機で作られ一旦冷水タンクにさ 250mm である．

貯められる．冷水タンクで温度調整された後にポンプで凝縮器，作動流体タンク，サブクーラーに送られる．
それぞれの循環系には，状態量を測定するために，温度，圧力，体積流量，質量流量センサーを設置した．
作動流体と温・冷水の温度測定には，K 型シース熱電対（林電工製 ST6，クラス 1，誤差 ±1.5℃），作動流
体の質量流量測定に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・冷水の体積流量測定には電磁流量計（キーエンス製
FD-M, FD-P シリーズ，測定精度 ± 1.6%），圧力測定にはダイアフラム式圧力センサー（横河電機製 FP101，
測定範囲 0 ~ 2MPa，測定精度 ± 0.25%）を使用した．これらの測定値は全てマルチメーターに集められ，そのデータを PC で読み込むことで状態点の表示と記録を行った．
なお，
熱電対のマルチメーターでの測定については，
あらかじめ恒温槽を用いた検定を行い，精度±0.1oC 以内での測定を行った．
Fig. 2 にテストプレートの概略図を示す．テストプレー
トは，伝熱プレート，SUS304 製の蓋 (高さ 370mm×幅
220mm) と SUS304 製のスペーサー (厚さ 2mm) で構成
されている．Fig. 3 に示すようにテストプレート内の作
動流体流路は，伝熱プレートの凸部とフレームの凹部をFig. 2 Assembly of test plate伝熱プレートは，100V-500W，幅 100mm，高さ250mm のシリコンラバーヒーターを伝熱面の背面

2・・2 伝熱プレート
本実験では，プレート表面形状の違いによる沸騰熱伝達の比較を行うため，表面形状に直接接触させ加熱を行った．また，ヒーター背面の異なる 3 種類の伝熱プレートを用いた．これらの伝熱および周囲は断熱材によって保温した．

プレートの写真を Fig. 4 に示す．3 つの伝熱プレートは材
質および表面形状が異なり，(a) S1: SUS304 製の平滑平面,(b) S2: チタン (以下 Ti) 製の平滑平面，(c) S3: Ti 製の微2

細凹凸面 (横溝) となっている．
いずれの伝熱プレートも，外寸が幅 220mm, 高さ 370mm，厚さ 50mm，伝熱面が幅100mm，高さ 250mm で統一されている．
Fig. 4 (ii) の側面図に示すように，S1 は SUS304の一体物であるが，S2 と S3 は Ti 製台座に厚さFig. 3 Cross sectional view of test plate(A-A’ cross section of Fig. 2)

0.4mm の Ti 製薄板をロウ付けによって貼り付けたものである．

Flat surface(a)SUS304 baseTi thin flat plate(b)

Ti baseTi thin grooved plate(c)
Ti base(i) General view(ii) Side viewFig. 4 Photographs of three test heat transfer plates(a) S1: Flat surface (SUS304), (b) S2: Flat surface (Titanium), (c) S3: Horizontal grooved surface (Titanium)

Working fluid flow direction

Flow direction(a) Enlargement plate surface(b) Configure of plate surface
Fig. 5 Detail of S3 plate surface

また，S1 と S2 は，表面を平均表面粗さ 0.6µm で鏡面加工した平滑面であるが，S3 は微細加工された凹凸面である．

とそれらの距離 l1 と伝熱プレートの熱伝導率 k から一次元
定常熱伝導を仮定して次式で推定した．

Fig. 5 に微細凹凸面の詳細を示す．Fig. 5 (b) に示すように，
微細凹凸面は，エッチングにより加工されたTi 製薄板表面

q=kが連続した微細な凹凸面 (横溝) である．凹凸の寸法は凹部
幅200µm, 凸部幅100µm, 深さ30µm である．なお，凹凸の凸部の平均表面粗さは 0.6µm で平滑面と同じであるが，凹T1 − T2l1(1)

また作動流体側のプレート表面温度 Twall は，式(1)を外挿することで，次式で求めた．

部は5 µm であった．Fig. 5 (c) に凹凸表面の電子顕微鏡写真を示す．なお，凹凸はプレート入口付近での蒸気泡の発生(c) 3D surface photograph of S3 plate

Twall = T2 −を考慮して，流れに対して垂直とした．プレート内温度は，

ql 2
k

(2)

Fig. 2 のプレート側面に設けた高さ方向5 箇所，幅方向2 箇

作動流体の各測定位置での熱伝達係数は，そこでの局所

所，合計10 箇所の横穴にK 型シース熱電対を挿入して測定の熱流束，プレート表面温度（Twall）と飽和温度（Tsat）を用した．Fig. 2 の円B に示した熱電対配置の詳細図をFig. 6 にいて次式から求めた．

示す．2 本の熱電対は，伝熱プレートの幅方向に40 mm 間隔で配置されている．また，作動流体側の熱電対 T2 から伝h=

熱面までの距離l2 はそれぞれ，S1 が 5.00 mm, S2 とS3 が5.02 mm である．

q(Twall − Tsat )(3)

なお，飽和温度（Tsat）はテストプレート入口の圧力を飽和圧力（Pabs）とし，その時の飽和温度を与えた．
2.3.2 熱平衡乾き度の計算
平衡乾き度の計算
伝熱プレート内部の各測
定位置での熱平衡乾き度x (以下，乾き度) は，次式で求めた．

x=i − isat ,liq
i fg

(4)

ここで，i は各位置でのエンタルピー，isat.liq と ifg は，プレ(a) S1 plate(b) S2 and S3 plate
Fig. 6 Configuration of thermocouples inside test plate(Detail of circle “B” area of Fig. 2)

ート入口の圧力おける飽和液のエンタルピーと蒸発潜熱である．
各位置でのエンタルピーii は以下の方法で求めた．まず，
プレヒーター入口の作動流体温度と圧力より，P-Propath(10)2・・3 実験方法
実験方法
2.3.1 熱伝達係数の計算
伝熱プレート内部の各測定
位置での熱流束 q は，Fig. 3 に示した熱電対の温度 T1，T2

でエンタルピーipre.in を求める．テストプレート入口エンタル
ピーiin は， ipre.in に作動流体がプレヒーターで加熱された際の増加エンタルピー∆ ipre を加えた式(5)で求められる．

iin = i pre .in + ∆i pre(5)Q∆i pre = prem(6)

ここで，Qpre はプレヒーターの熱交換熱量，m は作動流体の質量流量である．
次に，それぞれの測定点における交換熱量Qi を，テスト
プレートの各測定点で得られた熱流束 qi と Fig. 7 に示す 5
ブロックに区切られた伝熱面積Ai の積で求める．
各位置でのエンタルピーii は，テストプレート入口エンタ
ルピーに各位置での増加エンタルピー∆ ii (i = 1 ~ 5)を積算す

隔で 2 分間採取し，その値を平均した値を測定値として用いた．
Table 1 Experimental Conditions
Working fluid
Pure ammonia
S1: Flat surface (SUS304)
Plate surface
S2: Flat surface (Ti)S3: Grooved surface (Ti)
Mass flux
2, 5, 7.5
G [kg/ m2s]
Average heat flux
10, 15, 20
qav [kW/ m2]
Saturated pressure
0.7, 0.8, 0.9
Pabs [MPa]ることで，次式で求めた．

3. 実験結果および考察
実験結果および考察iii = iin + ∑ ∆ik(i = 1 ~ 5)

(7)

k =1

3・
・1 伝熱面表面の違いによる沸騰熱伝達の比較

ここで，増加エンタルピー∆ ii は，次式で求めた．

∆ii =qi Ai + qi+1 Ai+1 Qi + Qi+1
=
2m
2m

伝

熱面の違いによる沸騰熱伝達への影響について検討するため，同一の飽和蒸気圧，平均熱流束，質量流束の条件にお(8)いて，伝熱プレートをS1, S2, S3 で変えた場合の沸騰熱伝達の比較を行った．初めに，プレート材料による違いについて比較を行うために，SUS304 製のS1 と Ti 製のS2 の平滑平面による比較を行った．
その結果をFig. 8に示す．
Fig. 8 は

y5=36.5

乾き度xの変化に対する局所の沸騰熱伝達hlocの値をプロットしたものである．Fig. 8 より，S1 の SUS304 プレートとS2 のTi 製プレートの沸騰熱伝達の値は，同じ質量流束で比y4=59

較した場合，低い乾き度で若干差異は見られるもののほぼ等しい値を示している．他の条件においても同様な傾向が見られた．よって, 材料による熱伝達への影響はほとんどな

y3=59

いものとして，以降SUS304 製平滑平面のS1 伝熱プレートとTi製微細凹凸面 (横溝) のS3伝熱プレートとの比較を行

local heat transfer coeffiecient
hloc [W/(m2K)]

y2=59

うことにした．

y1=36.5

10000

S1
S2

5000

2

G=5kg/m s2
qav=20kW/m
Pabs=0.7MPa
0
0

0.2

0.4
0.6
quality x [-]0.8

1Fig. 7 Heat transfer area of each thermocouples
Fig. 8 Comparison of boiling heat transfer coefficient between

2・・4 実験条件

実験条件をTable 1 に示す．作動流体には，アンモニア純媒体を用いた．各実験では実験装置内の作動流体が定常状態となった後に，実験データを 5 秒間

S1 and S2 plate

Fig. 9 および Fig. 10 に S1 の平滑平面と S3 の微細凹凸面の沸騰熱伝達の比較の結果を示す．

S1 とS3 におけるアンモニアの局所沸騰熱伝達係数は，x< 0.3 の低い乾き度の範囲において，乾き度の上昇に伴い熱

3・・2 質量流束による沸騰熱伝達への影響 Fig. 11
および Fig. 12 に平均熱流束および飽和蒸気圧一定の伝達が急激に増加していることがわかる．x > 0.3 の高い乾条件で質量流束を変化させた場合の乾き度に対する局

き度の範囲では，沸騰熱伝達がほぼ一定の値を示した．こ

所沸騰熱伝達係数の変化を示す．

れは気泡流から，沸騰熱伝達が乾き度に対してあまり変化しない環状流へ遷移したためと考えられる．

Fig. 11 に示す S1 におけるアンモニアの局所沸騰熱
伝達係数は，質量流束の変化に対してほとんど違いがS1 とS3 の比較では，同じ乾き度においてS3 の沸騰熱伝見られなかった．金ら(3)は，G = 7.5 ~ 15 kg/m2s の質量達の方が明らかに増加していることがわかる．x < 0.3 の低流束の範囲における鉛直平滑面のアンモニアの局所熱

乾き度については約40%，x > 0.3 の高い乾き度については

伝達係数は，
質量流束の影響を受けないと述べている．

約 10%の熱伝達の増加が得られた．ここで，伝熱面拡大に

本報の質量流束の範囲は G = 2 ~ 7.5 kg/m2s であり，金よる熱伝達の向上ついて検討する．伝熱面積は，凹凸の寸

らより少し低い範囲であるが，同じ傾向を示した．

法より平滑面に比べて 20%増加していると見積もられる．

一方，Fig. 12 に示す S3 の場合は，質量流束の増加

低い乾き度では約 40%の上昇が見られたので，単純な伝熱に伴い，沸騰熱伝達が僅かであるが上昇していること

面積拡大による伝熱の増加以上の効果が得られていること

がわかる．
ところで，
一般に鉛直伝熱面での沸騰では，が判る．

核沸騰域において伝熱面に気泡壁面に集中し易い(6)が，これにより，熱伝達の増加は低い乾き度，つまり核沸騰

強制対流によって気泡を排除することで伝熱面の除熱域において顕著であることが判る．これは，微細加工で伝が行われる．ここでは，S3 において前節で述べた伝熱

熱面上のキャビティーが増加したことにより気泡発生点も面上の発泡点が増加することで核沸騰が促進するが，増加して，核沸騰による伝熱促進が行われたものと考えら

質量流束も増加することで気泡の排除が行われて，

local heat transfer coeffiecient
hloc [W/(m2K)]

local heat transfer coeffiecient
hloc [W/(m2K)]

れる．

10000

10000

S1
S3
2
G=5 kg/m s2
qav=20kW/m
Pabs=0.7MPa

5000

0
0

0.2

0.4
0.6
quality x [-]0.8

1Fig. 9 Comparison of boiling heat transfer coefficient between
S1 and S3 plate (G = 5 kg/m s)

10000

2

qav=20kW/m
Pabs=0.7MPa
0
0

10000

S1
S3
2
G=7.5 kg/m s2
qav=20kW/m
Pabs=0.7MPa

0
0

0.2

0.4
0.6
quality x [-]0.8

1Fig. 10 Comparison of boiling heat transfer coefficient between
2

S1 and S3 plate (G = 7.5 kg/m s)

G=5, 7.5

0.2

0.4
0.6
quality x [-]0.8

1

different mass fluxes on S1 surface
local heat transfer coeffiecient
hloc [W/(m2K)]

local heat transfer coeffiecient
hloc [W/(m2K)]

5000

G[kg/m2s]5
7.5

Fig. 11 Comparison of boiling heat transfer coefficient at

2

5000

G

G

G=7.5
G=5

5000

G [kg/m2s]57.52

qav=20kW/m
Pabs=0.7MPa
0
0

0.2

0.4
0.6
quality x [-]0.8

1Fig. 12 Comparison of boiling heat transfer coefficient at
different mass fluxes on S3 surface僅かではあるが伝熱促進が進んだものと考えられる．

ここで，C とn は定数である．

また，Fig. 12 では質量流束の増加に伴い，沸騰熱伝

また，Χtt は次式で表される．

達が一定になる乾き度の値が減少していることがわか

0.9 ρl 
 
ρ 
 g

0.5

 µg   µl 

0.1

でより低い乾き度で起きる(6)ことが示されている．Fig.

 x 
1 / Χ tt = 
1− x 11 においても同様な現象が観察された．

ここで，ρl とρgは液相と気相の密度，µl とµg は液相と気相る．前節で示した環状流への遷移は，強制対流の増加(10)の粘性係数である．
3・・3 熱流束による沸騰熱伝達への影響

Fig. 13に S3 において質量流束および飽和蒸気圧一定の条件
で平均熱流束を変化させた場合の乾き度に対する局所
沸騰熱伝達係数の変化を示す．

液相の熱伝達係数hliq は次のDittus-Boelterの式で表される．

k  G (1 − x )Dh 
hliq = 0.023 l 

Dh 
μl


0.8

Prl

0.4

(11)

の熱伝導率である．Dh は，流路幅w と流路高さδを用いて，
2wδ/(w+δ) とした．

10000
q

その結果をFig. 14 に示す．プロットしたデータは本実験で得られた全てのデータを示している．

5000

0
0

2

qav[kW/m ]102
G=5kg/m s
15
Pabs=0.9MPa
20
0.2

0.4
0.6
quality x [-]

0.8

103
S1 S3 G [kg/m2s]
2
5
7.5

1

+50%

Fig. 13 Comparison of boiling heat transfer coefficient at
different heat fluxes on S3 surface

hloc/hliq [-]local heat transfer coeffiecient
hloc [W/(m2K)]

ここで，Dh は水力直径，Prl は液相のPrandtl 数，kl は液相

+25%
-25%

102

(3)

Kim et al.
0.6hloc/hliq=13.6(1/Xtt)

同じ乾き度において，平均熱流束が大きくなるほど局所
沸騰熱伝達係数が増加した．この傾向は，他の質量流束，
圧力条件においても観察された．一般に熱流束と沸騰熱伝達の関係は，Zamfirescu(11)によるアンモニア蒸発鉛直管にお1/Xtt = 8

101 -1
10

101

10

102

1/Xtt [-]

ける測定でも示すように，熱流束の増加に伴い沸騰熱伝達も増加する．本実験でも，同様な傾向を示していることが0

Fig. 14 hloc/hliq as a function of 1/Xtt at S1 and S3 surface

わかる．しかし，同じプレート式蒸発器の強制対流沸騰熱伝達の測定を行った金ら(3)や岡本ら(4)の結果では，逆に熱流Fig. 14 より，同じ1/Χtt に対するhloc/hliq の熱伝達比をS1 と束の増加に伴い沸騰熱伝達が減少することが報告されていS3 について比較すると，S3 はS1 に比べて熱伝達が高いたる．岡本ら(4)はその理由について，加熱方法の違い (金ら(3)め熱伝達比も高い値を示した．また，いずれの伝熱面でも(4)や岡本ら は流体加熱を行っている) によるものと考えら

G = 2 における熱伝達比の値は，他の質量流束に比べて大きれると述べていたが，それに対して本実験では電気加熱でな値を示している．また，図中に1/Χtt= 8 を破線を示した．

行っている．実際にこの理由から，熱流束に対する傾向が破線を境に1/Χtt < 8の場合は1/Χtt > 8に比べて傾きが緩やか

異なったことが考えられる．

になっている．Watel(12)によると，この勾配の変化は流路内の流動様式がスラグ流から環状流に変化するためであるこ

本実験データからアンモニア沸とが報告されている．このことは，3.1 節で熱伝達の勾配の騰熱伝達の推算式を得るため，次に示すLockhart - Martinelli

変化が流動様式が環状流に遷移したためであると示唆したパラメーターΧtt と局所の沸騰熱伝達 hloc と液相の熱伝達係ことと一致している．

3・・4 推算式の導出

数hliq の比を用いた二相流の推算式で整理を行った．

hloc / hliq = C (1 / Χ tt )n

次に，本実験データと従来の純アンモニアに関する研究(9)

データとの比較を行った．従来の純アンモニアの沸騰熱伝達係数の推算式として，本実験と同様な鉛直平滑平面で同じ流路高さの蒸発器を用いた金ら(3)の研究で，質量流束 Gことから，伝熱促進が得られることが確認できた．また，が7.5 < G < 15 の範囲において次式が提案されている．

核沸騰域で沸騰熱伝達の増加が顕著であった．

hloc / hliq = 13.6(1 / Χ tt )

0.6

(12)

(2) 微細凹凸面の場合，アンモニアの平均熱流束一定，飽和蒸気圧一定の条件下の沸騰熱伝達の測定では，質量流束

この推算式により得られた値を Fig. 14 に実線でプの増加に伴い，局所沸騰熱伝達は上昇した．一方， 平滑面

ロットした．S1 の G = 7.5 における沸騰熱伝達は，実の場合は質量流束の上昇による熱伝達の上昇は見られなか線で示した平滑面の式(12)の推算値に対して高い値を

った．

(3)

示していることが判る．この理由として，金ら の実(3) 全ての伝熱面の，質量流束一定，飽和蒸気圧一定にお験とは加熱方法や伝熱面寸法が異なることから装置のける沸騰熱伝達の測定では，平均熱流束の上昇に伴い局所特性によるものと考えられる．そこで，式(12)を元に沸騰熱伝達も上昇した．

新たに本実験条件に対する推算式を提案することにし(4) Lockhart - Martinelli パラメーターによる沸騰熱伝達のた．ただし式(12)と条件を揃えるため，G = 7.5 におけ

整理では，実験値は既存の推算式に対して高い値を示した．

る推算式を S1 と S3 についてそれぞれ提案する．

よって，本実験における平滑平面と微細凹凸面に対する推hloc / hliq = 20(1 / Χ tt )(13)

hloc / hliq = 23(1 / Χ tt )

(14)

0.6

0.6

算式を新たに提案した．

謝

辞

本研究の一部は，株式会社神戸製鋼所との共同研究

103
G= 7.5 [kg/m 2s]
S1(Eq. 13)(Eq. 14)S3「OTEC 用熱交換プレートの最適形状に関する研究」によEq. (14)+15%って行われた．ここに記して感謝する．

hloc/hliq [-]S3
0.6
hloc/hliq=23(1/Xtt)
Eq. (14)
-15%

2

文

10

(1)

S1
hloc/hliq=20(1/Xtt)0.6
Eq. (13)
+15%

1

10

Eq. (13)
-15%

-1

10

0

1/Xtt = 8

101

10

102

1/Xtt [-]
Fig. 15 hloc/hliq as a function of 1/Xtt at S1 and S3 surface on G = 7.5

Fig. 15 に式(13)と式(14)の推算値と，G = 7.5 の測定
結果との比較を示す．1/Χtt > 8 において，S1 と S3 のいずれの推算式も±15%以内で実験値と良い一致が得られた．
6. ま と め

アンモニアを作動流体としたプレート式蒸発器の伝熱促進法について検討するため，伝熱面形状の異なるプレートを用いて局所的な沸騰熱伝達の測定実験を行い，本実験範囲において下記のことが明らかとなった．
(1) 微細凹凸面と平滑平面の沸騰熱伝達の比較では，平滑面に対して微細凹凸面の沸騰熱伝達が約10 ~ 40%増加した

献

Kushibe M. et al., Trans. JSRAE, Vol. 22, No. 4, pp.
403 - 415 (2005) (in Japanese).
(2) Kushibe M. et al. Trans. JSRAE, Vol. 23, No. 4, pp.
389 - 397 (2006) (in Japanese).
(3) Kim J-H. et al., Trans. JSRAE, Vol. 24, No. 3, pp.
217 - 226 (2007) (in Japanese).
(4) Okamoto A. et al., Proceedings of 2007 JSRAE
Annual Conference, Vol. 2007, pp. C107.
(5) Arima H., et al., Proceedings of 2008 JSRAE
Annual Conference, Vol. 2008, pp. B331.
(6) The Japan Society of Mechanical Engineers ed.,Boiling heat transfer and cooling, (1989), Japan
industrial publishing．
(7) Inoue T. et al., Proceedings of 44th national heattransfer symposium of Japan, Vol. 44th, (2007), pp.
A234.
(8) Arima H., et al., Thermal Science and Engineering,Vol. 9, No. 4, (2001), pp. 65-66．
(9) Ikegami Y. et al., Proceedings of 37th national heattransfer symposium of Japan, Vol.37, No. 3, (2000),
pp. 825 - 826.
(10) P-Propath
http://www2.mech.nagasaki-u.ac.jp/PROPATH/p-pr
opath.html (2006.4).
(11) Zamfirescu C. et al., Exp. Therm. Fluid Sci., Vol. 25(2002), pp. 529 - 534.
(12) Watel B., Int. J. Therm. Sci., Vol. 42, No. 2, (2003),
pp. 107 - 140.