平成29年度講義予定

エネルギー機器学
熱交換器の基礎・原理と構成

1. (10/ 4) 伝熱の応用と伝熱機器
2. (10/11) 輻射伝熱3. (10/18) 相変化を伴う伝熱4. (10/25) 沸騰伝熱
5. (11/ 8) 流動沸騰
6. (11/15) 凝縮を伴う伝熱7. (11/22) 熱交換器の基礎
8. (11/27(月))[水曜日課]蒸気タービン・ガスタービン複合発電9. (12/ 6) 冷凍・空調・コジェネレーション
研究室説明会(16:45-18:00 at 3F400)
1. (12/13) 休講
2. (12/20) 定期試験

空調機の構成と冷凍サイクル
インバータ

熱交換器

ファン
四方弁
圧縮機
接続配管

熱交換器の基礎

圧
縮機

熱交換器

四方弁

ｸﾛｽﾌｨﾝﾁｭｰﾌﾞ型
熱交換器

冷媒

室外
熱交換器
膨張弁

冷凍サイクル構成

室内
熱交換器

各種熱交換器

熱通過率

Q1

エアコンの熱交換器(三菱電機㈱)火力発電所(中部電力㈱)熱通過率
Q1  h1 AT  To 

Q1h1 Ax
Q2→ To  Ti kA→T  To →

Ti  TR Q3h2 A

定常状態： Q1  Q2  Q3  Q

T  TR Q  1 x 1   A  h1 k h2 T  Ti
dT
 kA odx
x

Q3  h2 ATi  TR q

Q U T  TR A

熱通過率：

Q3

自動車用ラジエータ(昭和電工㈱)q

Q2   kAQ2

11 x 1
 U h1 k h2qQ T  TRAR

熱抵抗： R 1 x 1
h1 k h2Q
 U  T  TR A

熱通過率：

11 x 1
 
U h1 k h2

ボイラの概要図(油だき水管ボイラ)

対流伝熱面

各部伝熱面における流体温度
向流型

並流型

伝熱量と流体温度の変化• 燃焼ガスから伝熱面への伝熱： 対流＋ガス放射• 伝熱面から流体への伝熱： 対流のみ
Qc  U  A  Tm• 対数平均温度差：• 熱通過率：Tm 1   2
ln 1  2

対数平均温度差の導出

11  1   U  g   gr
  αg：燃焼ガスの対流による熱伝達率 [W/m2・K]
αgr：燃焼ガスのガス放射による熱伝達率 [W/m2・K](λ/δ)：伝熱面および付着物層の熱伝達率と厚さの比
α：受熱流体側の対流による熱伝達率 [W/m2・K][W/m2・K]

対数平均温度差の導出 1/4

対数平均温度差の導出 2/4
 kk (Th  Tc )dx
dTh  dTc  d (Th  Tc )   mh ch mc cc 
この式を積分すると,dxでの高温流体から低温流体への伝熱量dQは,dQ  K  Th ( x)  Tc ( x)dx

・・① T（℃)

d (Th  Tc )高温流体

このとき, 高温流体の失う熱量は

 dQ  mh ch dTh  k Th ( x)  Tc ( x)dx・・②
また, 低温流体の得る熱量はdQ  mc cc dTc  k Th ( x)  Tc ( x)dx
・・ ③dQdxh

低温流体dxL  k{Th ( x)  Tc ( x)}dx

 kk  x mh ch mc cc 1e kk 
 m h c h mcc c 

ここで, ④式よりk0dx

 kk   L
 m h c h m c cc kdQdx

・・ ⑤x0kk xm h c h m c cc L(m)・・ ④

T T  kk  Lln h 0 c 0    Thi  Tci  mh ch mc cc Tcであるから⑤式は低温流体L(m) kk  L mh ch mc cc (Thi  Tci )  (Thi  Tci )e1  T T  ln h 0 c 0 L  Thi  Tci (T  T )  (Th 0  Tc 0 ) k  hi ciL Th 0  Tc 0  ln
 Thi  Tci QkxTh  Tcm c mc e  h h c c
Thi  TciTc
低温流体

Th(x=L)=Th0, Tc(x=L)=Tc0とするとThQ   dQ

Th

対数平均温度差の導出 4/4
高温流体dQ k ( Thi  Tci ) kk 
 m h c h m c cc  T（℃)

入り口から出口までの距離Lの区間での総熱交換量Qは

0

高温流体c cTh  Tc  ( Thi  Tci )  e 

対数平均温度差の導出 3/4Lh hT（℃)

x＝0のとき, Th-Tc=Thi-Tciとすると

 kk (Th  Tc )dx
dTh  dTc  d (Th  Tc )   mh ch mc cc  k (Thi  Tci )  ec

Th  Tc  Ce

L(m)であるから, ②式, ③式より0k  kk dx  c'ln(Th  Tc )  mcmc cc  h hTc

0 k (T  T )   m c  m c  dxThk(Thi  Tci )  (Th 0  Tc 0 )L Thi  Tci ln Th 0  Tc 0 

よって, 対数平均温度差を下記のように書くことが出来る.

Tln (Thi  Tci )  (Th 0  Tc 0 ) T T ln hi ci  Th 0  Tc 0 （対数平均温度差）

問題７-１ 回答の方針
問題７-１• 68(kg/min)の流量の水を、比熱1.9(J/kg・K)の油によって、35(℃)から75(℃)まで加熱したい。熱交換器は対向流・二重管のもので、油温は、熱交換器入り口で110(℃)、出口で75(℃)であり、熱通過率は、320(W/m2K)である。この場合に必要となる熱交換器の伝熱面積を求めなさい。ただし、水の比熱を、4.180(kJ/kg・K)とする。

• 水に与えられた全伝熱量は、流量＝68kg/min、水の比熱＝4180J/kg・K、温度差＝35℃から75℃、であるから、
Qc  mwcw Tw (W )• 対数平均温度差と熱通過率との関係より、

tm   1   2 ln 1  2Qc  k  A  t m

CA

Qc
k  t m

プレート型熱交換器

実際の熱交換器とそれらの特徴(m 2 )

シェルアンドチューブ型熱交換器

クロスフィン型熱交換器

コンパクト熱交換器

蓄熱型熱交換器

流動様式

マイクロチャンネル積層型熱交換器
10 mm

Wall

CO2冷媒ヒートポンプ（エコキュート）の水熱交換器 加熱能力4.5kW

30 mm

B C Subcooling water DAVapor

20 mm

Bubbly flow

Annular flow

Flame rate 4000 FPS

Replay speed 10 FPS

実験条件Pin ： 142 kPa
Twater ： 28±1 ºC
Mair ： 33.6 ppm
Din ： 240 m
Shutter speed 50 s
300m

熱交換器外観（クロスフロー型）

流路形状（矢印位置で切断）

A：滑らかな環状流

1 mm0 s

Din

他社熱交換器 （伝熱学会誌、ダイキン工業株式会社カタログ、他社実施例）

B：波立った環状流

33 s

C：噴出流

264 s

D：気泡流

429 s

蒸気泡の収縮25

実用例

University of Tsukuba, Abe-Kaneko Lab(適用例) 排液温度制御用熱交換器の製作要求仕様(半導体機器製造装置用)
1.高温側– 温度：95℃ ⇒ 45℃– 流量：Max 3.0 L/min

2.冷却水– 温度：13.5℃– 流量：約 3.0 L/min

3.装置サイズ– 150mm x 300mm x 240mm 以内

2011 エレクトロニクス実装学会最先端実装技術シンポジウム27

半導体工場への設置例
熱交換器設置前

熱交換器設置後

空冷技術
限られた空間での要求仕様を実現

空調用冷却塔

空気予熱器

ユングストローム空気予熱器
低温流体

高温流体

蓄熱材

サーバ冷却

各種のフィン形ヒートシンク

サーバ冷却
現在用いられているのはヒートシンク（放熱器）
発熱する機械・電気部品に取り付けて、熱の放散によって温度を下げることを目的にした部品＋

ファン
強制対流を生じて熱を移動
ファンをつける場合とつけない場合
では設計が異なる.

特徴
・ 主に材料としては熱が伝導しやすいアルミや銅・ ヒートシンクの性能は熱抵抗によって表され，熱抵抗が小さいものほど性能が高い.
左の図のように、フィンを設置し剣山状にすることで表面積が広くなり，熱が効率よく放熱される．
マザーボード上のヒートシンク

PC冷却

直接接触式熱交換器

ヒートシンクの性能向上により、ファンやヒートシンクの数の改善が可能
サイズ（W×D×H）：96×96×138mm

既存のヒートシンク W20×D20×H14mm（株）WELCON 総厚 5mm

加熱蒸気温度の制御
再循環流量による制御

冷却水との熱交換による制御

エジェクターサイクル

エジェクターシステム内の圧力挙動

蒸気インジェクター
蒸気ノズル

蒸気インジェクター

混合部

蒸気水

ディフューザジェット

加速水ノズル

スロート部

直接接触凝縮実用例：原子力発電プラントの静的格納容器冷却システム
冷凍サイクルの効率を向上させたエジェクターサイクル

ヒートポンプシステムの小型化

省エネルギー化
直接接触凝縮による高い伝熱性能 外部電源が不要
静止型の噴流ポンプとして可動
シンプルかつコンパクトな構造
凝縮器の小型化

システム全体の動力軽減が可能

蒸気インジェクター
蒸気供給流量・・・0.023kg/s
水供給流量・・・0.53kg/s
蒸気供給面積・・・149.7mm2
スロート直径・・・7mm

Steam

エジェクターとインジェクターの冷凍空調器への応用

Water
Steam

観察箇所

・蒸気供給直後にテスト部中心軸上に水噴流が形成された・SIの基本的な作動状態

インジェクタとエジェクタの違い
Ejectors
中川ら，機論B(1994)，冷凍サイクルに適用される二相流エジェクタの流動特性

エジェクタと蒸気インジェクターの違い蒸気インジェクタ】

エジェクタ】【従来の【従来のInjectors

蒸気水Narabayashi et al., N.E.D.200(2000), Study on two-phase flow dynamics in steam injectors

本研究の対象混合部

ノズル
混合部で噴霧流を形成

スロート ディフューザ

混合部で水噴流を形成
600
500
400

P [kPa]中川ら，機論B(1994)，管内高速ミスト噴流の混合性能に関する研究

300
200
100
000.2気圧の昇圧効果

100

200

300

400

z [mm]

500

5気圧の昇圧効果

資料：「エジェクタサイクル冷凍機」 （株）デンソー• ノズルからのミスト噴流に気相を凝縮させる．
• 圧力回復は10~50 kPa程度．

• 水噴流に蒸気を凝縮させる．
• 高い吐出圧を得ることが出来る．

蒸気インジェクタの適用により，コンプレッサの動力が削減されサイクルの更なる小型化・高効率化が望める．

600700Air conditioning system with ejectorエジェクタサイクル＜従来の冷凍サイクル＞(DENSO Japan, http://www.denso.co.jp/ja/news/newsreleases/2009/090519-01.html)＜エジェクタサイクル＞
凝縮器

凝縮器

圧縮機

エジェクタ

蒸気
気液分離器

圧縮機

膨張弁

水蒸発器

蒸発器

膨張弁の代わりにエジェクタを設置した冷凍サイクル
 大幅な冷凍能力向上と省エネルギー化の両立の実現
 サイクルの軽量化および冷媒封入量の低減も可能

Air conditioning system with ejector(DENSO Japan, http://www.denso.co.jp/ja/news/newsreleases/2009/090519-01.html)
Commerciallymounted evaporator
on Hybrid car ofTOYOTA

Air conditioning system with ejector(DENSO Japan, http://www.denso.co.jp/ja/news/newsreleases/2009/090519-01.html)
Commerciallymounted evaporator
on Hybrid ca ofTOYOTA

Higher efficiency is expected, if SI is available .

SIの他分野応用
Nuclear power plant
Fire power plant
Automobile technology

House hold appliance
Heat exchanger