プレート式凝縮器
プレート 式凝縮器の式凝縮器 の 凝縮熱伝達係数整理方法の
凝縮熱伝達係数整理方法 の 比較
― 作動流体が作動流体が HFCHFC-134a の場合 ―中岡 勉*1，西田哲也*2，一瀬純弥*2
池上康之*3Comparison of methods of date arrangement for the heat transfer
coefficient of condensation of the plate type condenser― HFCHFC-134a as working fluid ―Tsutomu NAKAOKA*4, Tetsuya NISHIDA, Junya ICHINOSE
and Yasuyuki IKEGAMI*4National Fisheries University

2-7-1 Nagatahon-machi Simonoseki-City,Yamaguchi 759-6595,Japan

The present paper describes comparison of methods of date arrangement for the heat transfer
coefficient of the plate type condenser. HFC-134a is used as working fluid. The plate numberof this plate type condenser is 28 plates, and the total heat transfer area is 2.66 m 2. Heattransfer coefficient of condensation are obtained for methods of data arrangement of the regionof saturation in heat transfer area of the plate in case of case a) and the whole length ofheat transfer area of the plate in case of case b). In case of case a),the overall heat transfer
coefficient of plate type condenser is about 2250 ～ 3300 (W/m2・K) when the velocity of thecold water is 0.18 ～ 0.41 m/s. The heat transfer coefficient of condensation compared withthe result of the commercial plate the condenser.

Key Words: Plate type condenser, Condensation, Heat transfer coefficient, HFC-134a

1. 緒

言

現在、原油価格の高騰や CO2 濃度上昇による地球温暖化、酸性雨、特定フロンによるオゾン層の破壊など、化石燃料の使用は、さまざまな社会問題を招いている。そのために、こうした問題の解決が急務となっている。また、ヒートポンプシステ
ム、冷凍システムの冷媒には、HCFC22 と HCFC502
が主に使用されている。しかし、これらの冷媒は、
地球温暖化係数やオゾン破壊係数が高いために、その使用は 2020 年で使用禁止になることが決定されている。そこで、HCFC-22 と HCFC-502 の代替冷媒として、フロン系の HFC 冷媒や自然冷媒が候補に挙がっている。
また、現在、ヒートポンプシステムに用いる熱交換器には、多管円筒型を用いた満液式の熱交換器が多く研究されている。しかし、HFC 系の代替
*1 水産大学校 水産学研究科(759-6595 下関市永田本町 2-7-1).
*2 水産大学校 海洋機械工学科(759-6595 下関市永田本町 2-7-1).
*3 佐賀大学海洋エネルギー研究センター（840-8502 佐賀県佐賀市本庄町１

冷媒は、地球温暖化係数が零ではないので、冷媒の 1 冷凍トンあたりの使用量を極力少なくすることが重要な課題となっている。この問題を解決する一つの方法としてプレ－ト式熱交換器を用いた
ヒートポンプシステムが注目されている。
プレート式熱交換器は、複雑な流路を冷媒が通るため、乱流効果により少流量でも高い伝熱性能が得られる。また、冷媒と熱源側の流体を向流に流すことが出来るため、終端温度差を最大限に利用できる。プレート式熱交換器は、多管式熱交換器と比べると、重量で 25～30％、据付スペースで40～50％、冷媒充填量で 40～50％も削減できる 1)。
このように、他の熱交換器に対する優位性や伝熱性能などが、多くの研究者らによって検討されてきた 2－7）。
池上ら 8）は、ヒートポンプの凝縮器と蒸発器にプレート式熱交換器、冷媒にアンモニアを使用した地中熱ヒートポンプについて、性能解析を行っている。しかし、アンモニアは可燃性や毒性を有するため、住宅、オフィスビル、医療機関などでは十分な普及に至っていない。
一方、システムの経済性を高めるためには、プ
レート式熱交換器の製造コストの削減も重要である。この場合、安価な材料や容易な加工技術、伝熱性能の高い材料の利用などから、7 / 3 黄銅などが有力な候補として挙げられる。しかし、この場
合、アンモニア冷媒は、腐食の問題から利用できない。そこで、著者らは、代替フロン冷媒の中で地 球 温 暖 化 係 数 が 小 さく 、 大 気 中 寿 命 が 短 い
HFC-134a9)に注目した。また、代替フロン冷媒を用いたプレート式熱交換器の研究は、Yan ら 10)、Jokar
ら 11)よって行われているのみである。
以上のことから、実機での設計に反映しうる凝縮熱伝達係数を見積もるための研究は十分ではない。また、プレート式熱交換器の性能は、蒸気の状態について大きく変わってくるが、蒸気の状態を考えて領域を考慮した性能は十分明らかにされていない。
そこで、本研究は、プレート式熱交換器の性能を、蒸気の状態が過熱、飽和、過冷却を含んだ蒸気の状態を領域毎に分けた場合と熱交換器の熱源、凝縮側の入口、出口の状態で整理した場合について比較検討を行い、その整理方法について評価する。本研究は、ヒートポンプシステムの冷媒として HFC-134a を用い、プレート式熱交換器には、従来用いられている液―液式熱交換器を用いたヒー

トポンプシステムについて、熱源側の熱伝達係数、冷媒側の凝縮熱伝達係数の測定の実験を行った。
また、従来の実験結果との比較を行った。

2. 実験装置および実験装置および実験方法
および実験方法＊
2.1□
2.1□実験装置
図 1 に、実験装置のフロー線図を示す。実験装置の主な構成機器は、圧縮機、セパレータ、プレート式凝縮器、レシーバータンク、ドライヤー、
液－ガス熱交換器、膨張弁、プレート式蒸発器からなる。また、熱源側の構成機器は、冷凍機、冷却水タンク、冷却水循環ポンプ、ボイラー、温水－ブライン熱交換器、ブラインタンク、ブライン
循環ポンプからなる。
図 2 は，実験装置の写真を示す。また、図 3 は、プレート式凝縮器と蒸発器まわりの写真を示す。
冷媒の HFC-134a は、圧縮機で圧縮されて蒸気になった後、オイルセパレータで蒸気中に混入した潤滑油が取り除かれる。この蒸気は、凝縮器へ送られ重力方向下向きに流れ、あらかじめ冷凍機で冷やされた冷却水と熱交換を行い凝縮する。その後、レシーバータンク、ドライヤー、液－ガス熱交換器を通り、膨張弁に入る。液体は、ブラインと熱交換し、蒸発して圧縮機に戻る。なお、ブラインは温水ボイラーによって加熱される。
実験データの測定箇所は、ヒートポンプシステ
ムと熱源の圧力、温度、流量、圧縮機の回転数、Heat Source
3

2

4

5
7
6
8

Fig. 1

Flow chart of experimental apparatus

トルクである。
各測定機器の形式、精度は以下の通りである。
圧力測定は、ヒートポンプシステム側では、歪みゲ
ージ式圧力変換器（（PGS-10KA，圧力：9.8x105Pa 用、
精度：±0.5%以内）、（PGS-50KA、圧力：4.9x105Pa 用、
精度：±0.5%以内））で行った。温度は、ステンレス製サーミスタ（JPt 100Ω（JIS-C1604-1989）、精度：±0.1℃）を用いて測定し、ヒートポンプシステム側
で 8 箇所、熱源側では 4 箇所で行った。流量は、電磁流量計（精度：±0.5%以内）を用いて作動流体流量、
冷却水流量、ブライン流量を計測した。
以上の各測定値は、データロガー（UCAM-10B）で集録し、温度は抵抗－電圧変換器を介し、プログラマブ
ルペンレコーダ（HR-3324）で集録し、GP-IB インタ
ーフェースを通してパーソナルコンピュータで処理を行った。

Table 1に行った。

Dimension of plate type condenser

Length of plate (effective)

l

[mm]

617 (531)

Width of plate (effective)

w

[mm]

192 (179)

Thickness of plate

t

[mm]

0.4

Clearance of plate

δ

[mm]

2.5(min), 5.0(max)

Depth of fluted

h

[mm]

2.5

Pitch of fluted

p

[mm]

8.8

Angle of fluted

β

[°]

60

[-]

30 (28)A[m2]

2.85 (2.66)

Thermal conductivity

λW[W/m・K]

15.5

Equivalent diameter

Deq

[mm]

2δ( = 2 x 2.5mm)

Number of plate (effective)
Heat Transfer area of plate(effective)

Plate typecondenser

2.2□
2.2□プレート式凝縮器
プレート式凝縮器の式凝縮器の寸法および寸法およびプレート
およびプレート伝
プレート伝
熱面
Plate type
図 4 は、実験に使用したプレート式凝縮器の寸法を evaporator示す。プレート式凝縮器は、長さが 617mm、幅が 192mm、奥行きが 143mm のプレート式熱交換器である。
Expansion
図 5（a）（b）は，プレート伝熱面の写真を示す。
valve
図 5（a）は冷媒側、（b）は冷却水側の伝熱面である。
Compressor
プレート伝熱面の溝の形状は、ヘリンボーンとなっている。
表 1 は、プレート式凝縮器の仕様を示す。プレート
伝熱面の有効長さ l は 531mm、プレート伝熱面の有効幅 w は 179mm、プレートの厚さ t は 0.4mm、プレート
Fig. 2 Photograph of experimental apparatusの間隔δ（最小～最大）は 2.5mm～5.0mm、波形の深Plate type
Plate type
さ h は 2.5mm、波形のピッチ p は 8.8mm、波形の傾斜
condenser
evaporator
角度βは流れの方向に対して 60°である。有効なプ
レート枚数は 28 枚、有効な総伝熱面積は 2.66m2、プ
レート材質λW は SUS316 である。相当直径 Deq は，2δ( = 2 x 2.5mm)を使用した。
2.3＊
2.3＊実験方法および実験方法および条件
および条件
実験は、熱源側の冷却水循環ポンプ、冷水ポンプ、冷凍機、温水ボイラーの順に作動させたのち、ヒート
ポンプシステムを運転する。はじめに、冷却水循環ポンプ、ブライン循環ポンプの運転が開始する。その後、圧縮機が運転され、膨張弁が開いてヒートポンプシス
テムの運転が開始する。冷却水入口温度とブライン入
口温度の設定は、ヒートポンプシステムの制御盤の温度設定器で行った。実験データの測定は、冷却水入口
温度とブライン入口、および各所の定常状態を確認後Expansion
valve

Fig. 3

Photograph of plate type condenser andevaporator表 2 は、実験条件を示す。冷媒は、HFC-134a を使用した。冷却水入口温度は 21.2～31.0℃、冷媒入口
温度は 44.8～54.3℃、冷却水流量は 1.2～2.8kg/s の範囲で行った。

Table 2 Experimental conditions
Inlet Temperature of cold water

TCI

[℃]

21.2～31.0

Inlet Temperature of working fluid

TCRI

[℃]

44.8～54.3

Mass flow rate of cold watermCC[kg/s]

1.2～2.8

3. 実験結果および実験結果および考察
および考察
Condenser

3.1□
3.1□プレート式凝縮器
プレート式凝縮器の式凝縮器の領域について
領域について1. case a)
図 6 (a) (b)は、プレート式凝縮器の伝熱面での温度変化と冷媒の状態を示す。図 6 (a)の場合、蒸気は、
プレート式熱交換器に過熱蒸気で入り、飽和蒸気となる。その後、過冷却の状態となっていると考えられる。
ここでは、この過熱、飽和、過冷の３つの領域（Region
1, 2, 3）を考えて整理を行った。
図 6 (a)より、３つの領域は、プレート式凝縮器において過熱領域が使う伝熱面積②と過冷領域が使う
伝熱面積④を除き、飽和領域の伝熱面積の伝熱面積⑥を見積もらなければならない。冷媒が単相であるため②と④の熱伝達係数には式(5)を用い、それに対する熱源側の領域①と③の熱伝達係数にも式(5)を用いた。
そして、過熱領域の占める伝熱面積と過冷領域の占める伝熱面積を求め、プレート式凝縮器全体の伝熱面積からこの値を引いたものを飽和領域⑥とした。また、それに対する冷却水側の領域⑤の伝熱面積を考えた。
図 7 は、図 6 (a)より求めた、プレート式凝縮器のプレート伝熱面の長さに対する過熱蒸気(Region 1)、
飽和蒸気(Region 2)、過冷却の領域(Region 3)の長さの割合を示す。縦軸は、プレート伝熱面の長さ l C に対する、それぞれの領域のプレート伝熱面の長さの割合である。横軸は、それぞれの領域の入口、出口温度の平均温度を示す。
図 7 より、過熱蒸気領域の場合、平均温度が約 35～45℃の範囲で、全体のプレート伝熱面の長さの約35%の割合となる。また、飽和領域の場合、領域の入口、出口の平均温度が高くなると、領域全体のプレー
ト伝熱面の長さの割合が減少する。平均温度が約 25～36℃の範囲で約 60～50％となる。
過冷領域の場合、平均温度が高くなると、全体のプレート伝熱面の長さ

19292Outlet (Cooling Water)

Outlet (Refrigerant)

Fig. 4

Inlet (Cooling Water)

143

Dimension of the plate type condenser(a)Fig. 5

617

Inlet (Refrigerant)519

プレート式凝縮器の熱伝達係数の整理は、(a)，(b)の 2 つの整理について行った。(a)の整理の場合(casea))は、図 6 (a)に示すように、プレートの領域を 3つに分けて行った。また、図 6 (b)に示すように、(b)の整理の場合(case b))は、プレート全体の領域について行った。

Refrigerant side(b)

Cooling water side

Heat transfer surface of the plateの割合が増加する。平均温度が約 23～34℃の範囲で約 5～20％となる。
2. case ｂ)
図 6 (b)の場合、蒸気は、プレート式熱交換器に過熱蒸気で入り、飽和蒸気となる。その後、過冷却の状態となっていると考えられる。しかし、ここでは、熱交換器の性能は、プレート全体の領域で性能が決まると考えて、プレート全体の領域で整理を行った。
以上、プレート式凝縮器の場合、過熱蒸気、過冷却の領域の割合が小さく、飽和蒸気の領域の割合が大きいほど、プレート式凝縮器の性能が向上すると考えら
れる。

l2

Region 1

Region 2

TCO2

TCRD

c

QCR2

⑥

Heat
Transfer ⑤
Area

g
l3

Q CC2

④

h

b

Q CC

Heat
Transfer
Area

QCR

QCC

QCC

b

TCI2

Q CR3

TCO

Q CC1

①

②

f

TCRB
Region 3

d

TCO

Q CR1

Refrigerant
TCRI (P CRI )ｃ (TCRD)

lC

lC

l1

Refrigerant
e TCRI

Q CC3

③

a

TCRO

a

d

TCI

T CI

TCRO

Cooling Water

Cooling Water(a) case a)(b) case b)

Fig. 6 Temperature profile and region of working fluid in plate
ここで、QCC2 はプレート式凝縮器の飽和領域の冷却
水側の交換熱量、AC2 は飽和領域のプレート式凝縮器の伝熱面積、ΔTmC2 は次式に示す対数平均温度差である。

実際、プレート式熱交換器を使用した場合、プレー
ト式凝縮器入口の状態が、過熱蒸気で入り、出口の状
態は、過冷却となっている。そのために、プレート式
凝縮器の伝熱性能は悪くなっていると考えられる。

3.2＊
3.2＊熱通過係数の
熱通過係数の比較
1. case a)
ここでは、プレート式凝縮器の熱通過係数 UC2 は、次式より求める。
UC2 = QCC2 / (AC2ΔTmC2)

0.8

1.0

1.0

0.4
0.2
40
TCR1m (℃)

45 46

0.8

HFC-134a
Region 2( saturating )TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5

0.6
0.4
0.2
0
25

(2)

ここで、TCRD，TCRB は冷媒の入口圧力から求めた沸点、
露点温度、TCI2，TCO2 は飽和領域の冷却水の入口、出口
温度である。

＊ (1)TCRI (℃) : 44.8 ～ 54.3

0.6

0
35

｛(TCRD - TCO2) - (TCRB - TCI2)｝｛ ln(TCRD - TCO2) / (TCRB - TCI2)｝l3 / lC x 100 (%)

HFC-134a
Region 1( superheating )l2 / lC x 100 (%)

l1 / lC x 100 (%)

1.0

＊＊

∆TmC2 =

30
TCR2m (℃)

35

37

0.8

HFC-134a
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5
Region 3( supercooling ) TCRO (℃) : 22.3 ～ 32.0

0.6
0.4
0.2
0
23 25

30
TCR3m (℃)(a) Region 1 (superheating)(b) Region 2 (saturation)(c) Region 3 (supercooling)
Fig. 7 Ratio of length of region of working fluid to length of plate (case a))35

2. case b)
ここでは、プレート式凝縮器の熱通過係数 UC は、次式より求める。
UC = QCC / (ACΔTmC)＊(3)

ここで、QCC はプレート式凝縮器の冷却水側の交換
熱量、AC はプレート式凝縮器の総伝熱面積、ΔTmC は次式に示す対数平均温度差である。

∆TmC =｛(TCRD - TCO2) - (TCRO - TCI2)｝｛ln(TCRD - TCO2) / (TCRO - TCI2)｝(4)

ここで、TCRD は冷媒の入口圧力から求めた飽和温度、TCRO は冷媒の出口温度、 TCI、TCO は冷却水の入口、出口温度である。また、HFC-134a の熱力学的物性値の算出には REFPROP１2）を用いた。
図 8 (a) (b)は、熱通過係数と冷却水流速の関係を示す。(a)は case a)、(b)は case b)の場合である。
図 8 (a)よりわかるように、冷却水流速が速くなると、
熱通過係数は大きくなる。また、同じ冷却水流速の場
合、対数平均温度差が小さい方が、熱通過係数は大きくなる。冷却水流速が 0.18 ～ 0.41 m/s の範囲で、熱通過係数は約 2250 ～ 3300 W/(m2·K)となる。
図 8 (b)より分かるように、冷却水流速が速くなると、熱通過係数は大きくなる。これは、case a)と同様である。また、同じ冷却水流速の場合、対数平均温度差が小さい方が、熱通過係数は大きくなる。冷却水

5.0

流速が 0.18 ～ 0.41 m/s の範囲で、熱通過係数は約2000 ～ 3300 W/(m2·K)となる。
以上、case a) 、b) を比較すると、case b)の場合
は、case a)と比べると、熱通過係数は約 10％小さく
なる。

3.3＊
3.3＊冷却水側の
冷却水側の熱伝達係数
本研究では、ウィルソン・プロット法を用いてプレート式凝縮器の冷却水側の熱伝達係数を求めた。
図 9 は，ウィルソン・プロット法を用いて冷却水側の熱伝達係数を見積もるために、1 / UC2 と vCC-0.8 の関係を示したものである。図中の ○印 (qCR2 = 1.43 ～1.49 x 104 W / m2) の場合、傾き a は 0.937 x 10-4となる。相当直径、各物性値 (代表温度 : 27.9 ℃)を代入すると、次式を得た。
NuCC = 0.048 ReCC0.8 PrCC1/3＊
ここで、
NuCC = hCC (Deq)CC /λCC

(6)

ReCC = vCC (Deq)CC /νCC

(7)

PrCC = cPCC μCC /λCC(8)

また、図中の△印 (qCR2=1.31 ～ 1.38x104 W / m2) の場合も、傾き a は同様となった。

x 103

5.0

○ ΔTmC2 (K) : 2.6～3.0

ΔTmC2 (K) : 3.5～3.8
4.0 △□ ΔTmC2 (K) : 3.8～4.1

3.0
2.0

0.2

Fig. 8x 103
HFC-134a

UC (W / (m2・K))

UC2 (W / (m2・K))

HFC-134a

1.0
0.0

(5)

0.4 0.6 0.8
vCC (m/s)

1.0

4.0

ΔTmC (K) : 1.5～1.9
ΔTmC (K) : 2.0～2.5
ΔTmC (K) : 2.7～3.0

3.0
2.0
1.0
0.0

0.2

0.4 0.6 0.8
vCC (m/s)(a) case a)(b) case b)
Overall heat transfer coefficient and the velocity of the cold water

1.0

3.4 凝縮熱伝達係数の凝縮熱伝達係数の比較
1. case a)
ここでは、プレート式凝縮器の凝縮熱伝達係数は、飽和蒸気の領域について整理を行った。
凝縮熱伝達係数は、次式より求める。
1 / hCR2 = 1 / UC2 － ( 1 / hCC + t /λW)

(9)

ここで、UC2 は式（1）から求められる熱通過係数、
hCC は式（5）より求められる冷却水側の熱伝達係数である。t はプレート伝熱面の厚さ、λW はプレート式伝
熱面の熱伝導率である。
2. case b)
ここでは、プレート全体の領域で整理した。
凝縮熱伝達係数は、次式より求める。
1 / hCR = 1 / UC － ( 1 / hCC + t /λW) (10)
ここで、UC は式（3）から求められる熱通過係数、
hCC は式（5）より求められる冷却水側の熱伝達係数である。t はプレート伝熱面の厚さ、λW はプレート式伝
熱面の熱伝導率である。

3.4.1＊
3.4.1＊熱流束と熱流束と過熱度の過熱度の比較
図 10 (a) (b)は、熱流束と過熱度の関係を示す。
ここで、(a)は case a)、(b)は case b)の場合である。
case a)の場合、横軸の過熱度ΔTsatC2 は、飽和領域の冷媒の平均温度 TCR2m( = (TCRD + TCRB) / 2.0)と冷媒側
410.0 x 10
1/UC2 (m2・K / W)

HFC-134aqCR2 (W/m2) : 1.43～1.49x104
qCR2 (W/m2) : 1.31～1.38x104

8.0
6.0
4.0
2.0
0.0
0.0

Fig. 91.0 2.0 3.0 4.0
vCC-0.8 ((m / s)-0.8)

5.0

Heat Transfer coefficient of cold watersideの壁面温度 TCRW2 の差(TCR2m － TCRW2)である。case b)の場合、ΔTsatC ( = (TCRm + TCRW)) である。TCRm は、冷媒
入口、出口の温度の平均温度(TCRD + TCRB) / 2.0) 、TCRW は冷却側の壁面温度である。図 10 a)中の○、△、□印は飽和蒸気の領域の冷媒の対数平均温度差ΔTmC2
が、それぞれ、ΔTmC2 = 2.6 ～ 3.0 K 、 ΔTmC2 = 3.5～ 3.8 K、 ΔTmC2 = 3.8 ～ 4.1 K の場合である。また、図 10 b)中の 、 、 印は対数平均温度差である。
図 10 (a)よりわかるように、対数平均温度差ΔTmC2が小さくなると、熱流束 qCR は大きくなる。これより、
熱通過係数も大きくなると考えられる。
図 10 (b)よりわかるように、対数平均温度差ΔTmC
が小さくなると、熱流束 qCR は大きくなる。これより、
熱通過係数も大きくなると考えられる。これは、casea)の場合と同様である。
以上、case a)、b)を比較すると、case a)の場合は、case b)より熱流束は約 30％大きくなる。この原因は、case a)の場合の方が熱伝達係数が大きくなっているためと考えられる。

3.4.2＊
3.4.2＊凝縮熱伝達係数と凝縮熱伝達係数と熱流束の熱流束の比較
図 11 (a) (b)は、凝縮熱伝達係数と熱流束の関係を示す。(a)は case a)、(b)は case b)の場合である。
図 11 (a)よりわかるように、同じ凝縮熱伝達係数の場合、熱流束が大きくなると、対数平均温度差ΔTmC2が小さくなる。これは、冷媒側の過熱度ΔTsatC2 が小さくなると考えられる。
図 11 (b)よりわかるように、同じ凝縮熱伝達係数の場合、熱流束が大きくなると、対数平均温度差ΔTmC
が小さくなる。これは、case a)と同様に、冷媒側の過熱度ΔTsatC が小さくなると考えられる。
以上、case a)、b)を比較すると、熱伝達係数は、case a)の方が約 20％大きくなる。
3.4.3＊
3.4.3＊凝縮熱伝達係数と凝縮熱伝達係数と過熱度の過熱度の比較
図 12 (a) (b)は、凝縮熱伝達係数と過熱度の関係を示す。(a)は case a)、(b)は case b)の場合である。
図 12 (a)よりわかるように，過熱度ΔTsatC2 が大きくなると，凝縮熱伝達係数 hCR は小さくなる。また，同じ過熱度ΔTsatC2 の場合，熱伝達係数は，対数平均温度差ΔTmC2 が小さい方が大きくなる。
図 12 (b)よりわかるように，過熱度ΔTsatC が大きくなると，凝縮熱伝達係数 hCR は小さくなる。また，同
じ過熱度ΔTsatC の場合，熱伝達係数は，対数平均温度
差ΔTmC が小さい方が大きくなる。これは、case a)と

3 Region 2

3 HFC-134a

T CRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
T CRO (℃) : 22.3 ～ 32.0

TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5～ 35.5

qCR (W / m2)

qCR2 (W / m2)(saturation)

104

ΔTmC (K) : 1 .5～1.9
ΔTmC (K) : 2 .0～2.5
ΔTmC (K) : 2 .7～3.0

104○ ΔTmC2 (K) : 2.6～3.0△ ΔTmC2 (K) : 3.5～3.8□ ΔTmC2 (K) : 3.8～4.1

3

100
ΔTsatC2 (K)

2

3

2

2

100
ΔTsatC (K)2(a) case a)(b) case b)
Fig. 10 Heat flux versus degree of superheat

55 Region 2

HFC-134ahCR (W / (m2・K))

TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5

○ ΔTmC2 (K) : 2.6～3.0△ ΔTmC2 (K) : 3.5～3.8□ ΔTmC2 (K) : 3.8～4.1

2

T CRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
T CRO (℃) : 22.3 ～ 32.0

ΔTmC (K) : 1.5～1.9
ΔTmC (K) : 2.0～2.5
ΔTmC (K) : 2.7～3.0

104

104

h CR2

(W / (m2・K))(saturation)

5

104
qCR2 (W / m2)

2

2

5

104
qCR (W / m2)2(a) case a)(b) case b)
Fig. 11 Heat transfer coefficient of condensation versus heat flux

5
Region 2(saturation)hCR (W / (m2・K))

hCR2 (W / (m2・K))

5
TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5

104

○ ΔTm C2 (K) : 2.6～3.0△ ΔTm C2 (K) : 3.5～3.8□ ΔTm C2 (K) : 3.8～4.1

103

2

Fig. 120

10ΔTsatC2 (K)T CRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
T CRO (℃) : 22.3 ～ 32.0

ΔTmC (K) : 1.5～1.9
ΔTmC (K) : 2.0～2.5
ΔTmC (K) : 2.7～3.0

104

103

3

HFC-134a2

100
ΔTsatC (K)3(a) case a)(b) case b)
Heat transfer coefficient of condensation versus degree of superheat同様である。

3.5＊
3.5＊従来の従来の経験式との経験式との比較との比較
凝縮熱伝達係数は，プレートの形状，温度，蒸気流
速などによって大きく異なる。実際の熱交換器の設計に使用するためには、凝縮熱伝達係数を無次元化することが必要である。
上原ら 2）は，蒸気流速が小さい場合，凝縮熱伝達係
数は，蒸気のレイノルズ数に影響を受けないことを明らかにしている。この範囲は Rel＜5x106 であり，この場合は体積力対流と見なすことができる。本実験の蒸
気のレイノルズ数は，Rel＜5x105 であるので，本実験の凝縮は体積力対流凝縮と見なすことができる。
また、上原ら 2）は，フルーテッド面上でのヌセルト
数 Nul は，グラスホフ数 Grl，プラントル数 PrL，顕潜
熱比 H，ボンド数 Bo，フルートのピッチ p，フルートの深さ h，プレート伝熱面の長さ l の関数で表されることを示している。
波形フルーテッド面上の凝縮熱伝達係数の経験式を提案している。次式に示す。
Nul = 1.77Bo*-0.1 (Grl PrL / H)1/4＊＊＊＊Bo*＞4.0x10-3の場合、プレート伝熱面の飽和領域の長さ、case b)の場合、プレート伝熱面の全体の長さを使用した。
式(17)中の過熱度は、前節の 3.4.1 で示した、それ
ぞれ、case a)、b)での値を使用した。
図 13 は，従来の経験式の比較を示す。縦軸に Nul /Bo*-0.1，横軸に Grl PrL / H をとって整理したものである。図中の○、△印は、case a)、b)の場合を示す。
図 13 よりわかるように，実験値は，波形フルーテ
ッド面の経験式（11）と傾向が異なる。これは，本研究で用いたプレート伝熱面の形状が，フルートやドレンネッジが施されてなく，ヘリンボーンの形状であるためと考えられる。また，前述したように，プレート式凝縮器の凝縮熱伝達係数の整理の違いによるものと考えられる。そのために、上原らの波形フルーテッ
ド面上での経験式(11)とは異なる。
図 13 より，次に示す近似式を得た。
case a) の場合 ：Nul = 1.6 x 10-8 Bo*-0.1 (Grl PrL / H)0.8＊(18)

1.9x1015＜(GrlPrL/H)＜1.2x1016(11)case b) の場合 :ここで，Nul = 5.16 x 10-9 Bo*-0.1 (Grl PrL / H)0.8
Nul = hCR lC /λCRL

(19)

(12)
1.8x1016＜(GrlPrL/H)＜5.8x1016

Bo =Bo(p/lC)(p/h)＊(13)

Bo= gρCRLp2/σ(14)

Grl = (g lC3 /νCRL2) (ρCRL –ρCRV /ρCRL)(15)

PrL = cPCRL μCRL /λCRL(16)

H = cPCRL ΔTsatC / L(17)

本実験で用いたプレート形状は，ヘリンボーンである。そのため，プレートの形状を考慮した式（11）を用い，実験結果との比較を行った。なお，本実験デー
タの修正ボンド数は，Bo* = 10.7～16.9 であるので、式（11）の適用範囲である。なお，式（13）において，フルートのピッチ p に波形のピッチ，深さ h に波形の深さを適用した。
式(12)～(17)中のプレート伝熱面の長さは、case a)

106 HFC-134a○ : case a )TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5

Nul/Bo*-0.1 (-)*△ : case b )TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRO (℃) : 22.3 ～ 32.0
)
18
.(
q
E

.(
Eq

)
19

105
1)
Eq. (1

104
1015
Fig. 131016
GrlPrL / H (-)
Nul / Bo*-0.1 vs. GrlPrL / H

1017

case a)の場合、冷媒の沸点温度 TCRD は 25.2～36.1℃、
露点温度 TCRB は 24.5～35.5℃、冷却水入口温度 TCI2 は21.2～31.0℃、冷却水出口温度 TCO2 は 22.4～33.3℃の範囲である。また、case b)の場合、冷媒の沸点温度
TCRD は 25.2～36.1℃、冷却水入口温度 TCI は 21.2～
31.0℃、冷却水出口温度 TCO は 22.6～33.6℃の範囲である。
以上より、case a)、b)の場合を比較すると、縦軸の Nul / Bo*-0.1 の値はあまり変わらない。横軸の GrlPrL/ H の値は、a)の場合より、case b)の場合が大きくなっている。これは、プレート伝熱面の長さが関係しているため、凝縮量が違っているものと考えられる。

3.6＊
3.6＊近似式と近似式と実験値との実験値との比較との比較
図 14 は、case a)の場合、縦軸に式(1)より求めた
熱通過係数をとり、横軸は、冷却水側の熱伝達係数に式(5)、凝縮熱伝達係数に式(18)を用いて求めた熱通過係数をとる。case b)の場合、縦軸に式(3)より求めた熱通過係数をとり、横軸は冷却水側の熱伝達係数に式(5)、凝縮熱伝達係数に式(19)を用いて求めた熱通過係数をとったものを示す。
図 14 より，UCexp と UCcal は，約±15％のよい相関となる。
以上のことから，本実験で求めた冷却水側の熱伝達係数、凝縮熱伝達係数の式(5)、(18)、(19)は，熱源
温度や流量等にかかわらず，冷却水側の熱伝達係数，
凝縮熱伝達係数および熱通過係数を精度良く見積もることが出来る。

UCexp (W / (m2・K))

104

5

HFC-134a○ : case a )TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5
TCI2 (℃) : 21.2 ～ 31.0
TCO2 (℃) : 22.4 ～ 33.3

+15%

-15%

△ : case b )TCRD (℃) : 25.2 ～ 36.1
TCRB (℃) : 24.5 ～ 35.5
TCI (℃) : 21.2 ～ 31.0
TCO (℃) : 22.6 ～ 33.6

103
103
UCcal
Fig. 145(W / (m2・K))

104

Comparison between calculation value
and experimental value

4.結論
4.結論
本研究は，
ヒートポンプシステムの冷媒として HFC134a を用い，プレート式熱交換器には，従来用いられている液―液式熱交換器を用いたヒートポンプシ
ステムについて，熱源側の熱伝達係数，冷媒側の凝縮
熱伝達係数の測定の実験を行った。ここでは，プレー
ト式熱交換器の性能を、蒸気の状態が過熱、飽和、過冷却を含んだ状態の場合と熱交換器の熱源、凝縮側の入口、出口の状態で整理した場合について検討を行った。また、従来の実験結果との比較を行った。以下の結果を得た。
(1) case a)の場合、冷却水流速が速くなると、熱通過係数は大きくなる。また、同じ冷却水流速の場
合、対数平均温度差が小さい方が、熱通過係数は大きくなる。冷却水流速が 0.18 ～ 0.41 m/s の範囲で、熱通過係数は約 2250 ～ 3300 W/(m2·K)となった。
case b)の場合、冷却水流速が 0.18～0.41m/s の範囲で、熱通過係数は約 2000 ～ 3300 W/(m2·K)となった。
case b)の場合は、case a) と比べると、熱通過係数は約 10％小さくなった。
(2) プレート式凝縮器の冷却水側の熱伝達係数は、式(5)を得た。
(3) case a)、b)の場合、対数平均温度差が小さくなると、熱流束は大きくなった。case a) の場合は、case b) より、熱流束は約 30％大きくなった。この原因は、case a)の場合の方が熱伝達係数が大きくなるためと考えられる。
(4) case a)、b)の場合、同じ凝縮熱伝達係数の場合、熱流束が大きくなると、対数平均温度差が小さくなった。これは、冷媒側の過熱度が小さくなると考えられる。
case a)、b)を比較すると、熱伝達係数は、case a)の方が約 20％大きくなった。
(5) プレート式凝縮器の凝縮熱伝達係数は，case a)の場合、式(18)、case b)の場合、式(19)を得た。
(6) case a)、b)の場合、実験より得られた熱通過係
数 UCexp と近似式より得られる熱通過係数 UCexp は，約±15％のよい相関となった。
以上、凝縮熱伝達係数整理方法により、熱通過係
数には、約 10％の差がある。また、凝縮熱伝達係
数は約 20％の差がある。そのために、プレート式
凝縮器の設計の際に伝熱面積を見積もり場合には、このことを考える必要がある。

参＊考＊文＊献1) 中 谷 清 裕 ： プ レ ー ト 式 熱 交 換 器 ， 冷 凍 ，7070-812(1995-6), pp. 646～649
2) 上原春男，中岡＊勉，中島昌二：プレート式凝縮器に関する研究 (第 2 報 フルーテッド面上での凝縮熱伝達)，冷凍，585858-673(1983)，pp. 1017～10263) 中岡＊勉，上原春男：海洋温度差発電用プレート
式凝縮器の性能試験，日本冷凍協会論文集，
3-2(1986), pp. 11～184) 中岡＊勉，上原春男：海洋温度差発電用プレート式蒸発器の性能試験,日本冷凍協会論文集，
3-2(1986), pp. 25～36
5) C. B. Panchel, D. L. Hills and A. Thomas：
Convective Boiling of Ammonia and Freon 22 in
Plate Heat Exchangers, Proc. ASME-JASME
Thermal Engineering Joint Conf. in Hawaii，2(1983), pp. 261～268
6) A. Muley and R. M. Manglik：Experimental Studyof Turbulent Flow Heat Transfer and Pressure
Drop in a Plate Heat Exchanger with Chevron
Plates, Trans. ASME ， J. Heat Transfer,(1999），pp. 110～117
7) W. W. Focke，J. Zachariades and I. Oliver： The
Effect of the Corrugation Inclination Angle on
the Thermohydraulic Performance of Plate Heat
Exchangers, J. Heat Mass Transfer, 28-8(1985),
28
pp. 1469～1479
8) 池上康之，荒川英孝，川野智広，上原春男：ヒー
トポンプを用いた地中熱利用システムの性能解析に関する研究，空気調和・衛生工学会論文集，100(2005-7) , pp. 1～89) (社)日本冷凍協会 冷凍空調便覧刊行委員会：冷凍空調便覧，新版・第 5 版 1(1993), pp. 83～168,(社)日本冷凍協会
10) Y. Yan, H. Lio and T. Lin：Condensation Heat
Transfer and Pressure Drop of Refrigerant
R-134a in a Plate Heat Exchanger, J. Heat andMass Transfer，424242-993(1999), pp. 993～1006
11) A. Jokar, S. J. Eckels, M. H. Hosni and T. P.
Gielda ： Condensation Heat Transfer andPressure Drop of Brazed Plate Heat Exchangers
Using Refrigerant R-134a, J. Enhanced Heat

Transfer. 1111-2, (2004), p. 161～182
12) J. Sauerwein and Newman M. O. Mclinden：REFPROPVer. 6, National Institute of Standards andTechnology, 1 (1998)