次世代冷媒･冷凍空調技術の基本性能･最適化･評価手法および安全性･リスク評価
ファイナルレポート

公益社団法人日本冷凍空調学会 次世代冷媒に関する調査委員会

2023 年 1 月 31 日

目次
1. はじめに ............................................................................. 2
2. 調査委員会の目的・体制と活動状況 ..................................................... 4
2.1 はじめに .......................................................................... 4
2.2 背景 .............................................................................. 4
2.3 調査目的 .......................................................................... 4
2.4 調査体制 .......................................................................... 4
2.5 調査内容 .......................................................................... 6
2.6 調査委員会の活動結果 .............................................................. 7
2.7 ワーキンググループ（WG）の活動結果 ................................................ 9
2.8 本ファイナルレポートについて ..................................................... 14

分冊：
第1部
第2部
第3部
第4部

次世代冷媒の基本特性・性能評価 WG I ファイナルレポート
次世代冷媒の安全性・リスク評価 WG II ファイナルレポート
次世代冷媒の規制・規格の調査 WG III ファイナルレポート
機器性能評価手法 WG IV ファイナルレポート

1

1. はじめに公益社団法人日本冷凍空調学会
次世代冷媒に関する調査委員会委員長 井上 順広（東京海洋大学）
特定フロン（CFC，HCFC）等のオゾン層を破壊するとされる物質は，1987 年のモントリオール議定書により生産の段階的削減が義務付けられ，それらの代替フロンとして開発されたハイドロフルオロカ
ーボン類 HFCs の使用量・排出量はその後増大してきた．しかし，地球温暖化防止のための京都議定書（COP3）で HFC 冷媒は温室効果ガスとして指定され，2015 年のパリ協定（COP21）では日本が CO2 排
出量を 2030 年までに 2013 年度比 26%減を目標とし，さらに 2050 年までに 80%減を目標として掲げた
削減対象物質となっている．その後，温室効果ガスの排出規制はさらに厳しい状況となり，日本は 2020
年 10 月には 2050 年カーボンニュートラルを目指すことを宣言し，2050 年にカーボンニュートラルを実現するため 2030 年度の温室効果ガス排出量を 2013 年度比で 46％削減することを目指すこととなり，さらにそれ以上の削減を目指すことに挑むことを求められる情勢となっている．
一方で，2016 年にモントリオール議定書のキガリ改正が決定され，先進諸国では 2011~13 年生産量基準として HFC フロンを 2036 年までに生産及び消費量を段階的に 85%まで削減することが合意されている．このような国内・国際的情勢から，動力用および産業・家庭用冷凍空調機器等の次世代作動媒体として HFC フロンからさらに低 GWP 作動媒体や自然媒体への転換が緊急を要する状況となっている．そのため，新規に開発・提案されている低 GWP 冷媒の基本物性評価，及びそれを適用した省エネ冷凍空調機器の早期開発・最適化手法の必要性がこれまで以上に高まっている．また，新規代替候補となる炭化水素を含めた低 GWP 次世代冷媒は安全性に対する課題（燃焼性，化学不安定性等）があるため，次世代冷媒の基本的特性の把握及び使用時の安全性・リスクの標準的な評価手法の確立が不可欠となっている．このような背景のもと，公益社団法人日本冷凍空調学会では NEDO 調査事業の「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷凍空調技術の最適化及び評価手法の開発」（平成 30 年 9 月～令和 5 年 3 月）
を受託して，平成 30 年 9 月より研究調査事業を 5 年間に渡り実施してきた．
この間，学会の「次世代冷媒に関する調査委員会」では，NEDO 委託事業の研究開発項目①「次世代冷媒の基本特性に関するデータ取得及び評価」を WG I，研究開発項目②「次世代冷媒の安全性・リスク評価手法の開発」を WG II，「国内外における次世代冷媒に係る規制，規格，機器開発，性能評価等の動向調査」を WG III，そして令和 3 年からは「機器性能の評価手法」を WG IV として，調査委員会内にそれぞれのテーマを検討するワーキンググループ（ＷＧ）を設置した．事業者を中心とした各 WG にて
年 4～5 回の研究開発・調査事項の進捗報告・情報交換・取りまとめを行い，各事業者の代表と専門委員から構成される年 4 回（4 月，7 月，10 月，1 月）の調査委員会では研究開発の成果を効率的に国際規格・国際標準化等へ結び付けることをねらいとして，本委託事業における各研究開発項目を横断した進捗・結果等の情報交換，取りまとめを行い，次世代冷媒の基本特性評価及びそれを使用した省エネ冷凍
空調機器の早期開発・最適化と冷凍空調機器への適用に係る安全性・リスク評価，性能評価手法の確立を実施してきた．
本報告は，本事業の 5 年間の貴重な成果をそれぞれの WG 毎にまとめたものである．第 1 部では WG
I の成果として，次世代冷媒の各種物性・伝熱性能・サイクル性能・性能解析および評価手法の開発・シミュレータ開発，機械学習等の成果が報告されている．第 2 部では WG II の成果として，冷媒漏れモデ
ル・着火性評価・点火能評価・低 GWP 混合冷媒の燃焼特性評価・A3 冷媒のルームエアコンおよび内蔵
ショーケースのリスク評価等の成果が次世代冷媒の安全性・リスク評価手法としてまとめられている．
第 3 部では WG III の成果として，日本冷凍空調学会への委託調査事業である国内外規制，規格の動向
調査・海外（欧州・米国・中国）の動向・次世代冷媒候補の動向調査等の結果が報告されている．第 4
部では WG IV の成果として，日本冷凍空調研究所・東京大学・早稲田大学での機器性能評価手法について報告されている．これらは，5 年間という限られた期間の中で，各 WG のおかれた現状で可能な限りの多くの貴重な成果となっており，既に国際標準・規格に反映されている成果もある．
しかしながら，多種多様な次世代冷媒が開発される中，地球温暖化を抑制して，安全性が高く高効率で使用機器に最適な冷媒の見通しは立っていない．本 NEDO 事業は一端区切りとはなるが，今後も継続
2

した研究開発が行われ，国際標準・規格に結び付く成果が引き続き多く公表されることと思う．また，これらの研究開発は，国際的な学術研究・冷凍空調産業での先導性を維持し，同時に冷凍空調産業の安
全性・高効率・信頼性を日本が先導していくこと，および冷凍空調産業やその関連産業の継続した発展には必要不可欠である．今後，さらに厳しい対応を迫られる国際的な環境規制の中で，次世代冷媒に関連する産業が持続的に発展するため官民産一体となった取り組みの継続を切に期待する．

3

2.

調査委員会の目的・体制と活動状況
公益社団法人日本冷凍空調学会
次世代冷媒に関する調査委員会副委員長 上村 茂弘（日本冷凍空調学会）

2.1 はじめに公益社団法人日本冷凍空調学会（学会）は，2018 年度より NEDO 調査事業「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷凍空調技術の最適化及び評価手法の開発／次世代冷媒に係る安全性・リスク評価に関する検討」を実施してきた．この事業を遂行するため，2018 年度に情報交換，討議，計画審議等を実施する調査委員会及びワーキンググループ（WG）設置した．
本レポートは，2022 年度まで 5 年間の活動成果を取りまとめた最終報告である．
2.2 背景2016 年のモントリオール議定書キガリ改正により HFC 類の生産及び消費量の段階的な削減義務が追加され，これまで以上に低温室効果の冷媒の基本物性評価及びそれを適用した省エネ冷凍空調機器の早期開発・最適化・性能評価手法確立の必要性が生じてきた．一方で，候補となる次世代冷媒（低ＧＷＰ冷媒）は安全性に対する課題（燃焼性，化学的不安定性等）があるため，これら次世代冷媒の使用時の安全性・リスクの標準的な評価手法の確立が不可欠となっている．
2.3 調査目的NEDO 委託事業「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍空調技術及び評価手法の開発」
では，研究開発項目①「次世代冷媒の基本特性に関するデータ取得及び評価」，及び研究開発項目②「次世代冷媒の安全性・リスク評価手法の開発」が推進されてきた．日本冷凍空調学会が実施する調査事業の目的は，これらの研究開発の成果を効率的に国際規格化・国際標準化等へ結び付けることをねらいとして，委託事業における各研究開発項目を横断して，進捗にともなう課題の抽出，結果等の情報を取りまとめ，国内外への発信に繋げることにある．このため，次世代冷媒の基本特性評価及びそれを使用した省エネ冷凍空調機器の早期開発・最適化・性能評価と冷凍空調機器への適用に係る安全性・リスク評価に関する手法と成果の調査を実施する．
2.4 調査体制
学会内に NEDO 事業の研究開発実施者，産官学の有識者等からなる調査委員会を設置した．さらに委員会内に課題別の４つの WG を設置した．この体制図を Figure 2-1 に示す．
NEDO調査事業

NEDO研究開発事業など

WGの設置と成果の発信、
国際規格化・国際標準化に向けた調査

九州大学
早稲田大学

日本冷凍空調学会
東京大学

調査委員会

公立諏訪東京理科大学

WGⅠ(1)

冷媒の基本特性、性能解析技術・評価

WGⅡ(2)

安全性・リスク評価

WGⅢ(3)

規制・規格調査

WGⅣ(4)

機器性能評価手法

産業技術総合研究所
データ・知見の共有

日本冷凍空調工業会
日本電機工業会

フィードバック
日本空調冷凍研究所
その他有識者

Figure 2-1 Interacting structure of research project41) 調査委員会
調査委員会は下記の役割を持つ．
・各 WG の実施状況について情報交換し，全体を通しての進捗状況を確認・整理する．
・提供された情報の取りまとめ方法，さらに対外的発信する内容についての審議を行う．
・各 WG でまとめられた内容を毎年度「進捗報告書」として，また，最終年度には「ファイナルレポート」として公表する．
・４回／年程度の開催を行う．
調査委員会のメンバー構成を Table 2-1 に示す．
Table 2-1 Member of research project committee (As of January 2023)
氏名
所属
委員長
井上 順広
東京海洋大学 教授
副委員長
上村 茂弘
日本冷凍空調学会
香川 澄
防衛大学校 教授
越野 一也
高圧ガス保安協会 理事
岸本 哲郎
環境エネルギーネットワーク２１理事長（WG III 主査）
有識者
片岡 修身
日本冷凍空調学会 ISO 国内分科会主査
宮良 明男
日本冷凍空調学会 ASHRAE 日本国内分科会主査
佐藤 晋一郎日本冷凍空調学会 総務/会計担当理事
東 之弘
九州大学 教授
委員
滝澤 賢二
産業技術総合研究所 主任研究員
齋藤 潔
早稲田大学 教授（WG I，WG IV 主査）
NEDO 受託事業者
飛原 英治
大学改革支援・学位授与機構 教授（WG II 主査）
今村 友彦
公立諏訪東京理科大学 准教授
椎名 拡海
産業技術総合研究所 主任研究員
岡田 哲治
日本冷凍空調工業会 専務理事
業界（日冷工）酒井 猛
日本冷凍空調工業会 技術部長
兒玉 歩，池田 桃恵
経済産業省オゾン層保護等推進室
藤垣 聡，森 智和
オブザーバー
牛腸 誠，高橋 辰彦
NEDO 環境部
大石 拓摩
河野 恭二
日本冷凍空調学会 事務局長
事務局
西口 章
日本冷凍空調学会
2) WG
WG は下記の役割を持つ．
・NEDO 受託事業の研究開発実施者，業界団体，その他の有識者間の情報交換を行う．
・進捗状況に関しての意見交換を適時行うとともに，討議を踏まえ，調査委員会へ提供する情報の調整を行う．
下記４WG により構成されている．WG I〜III は調査委員会設立当初から活動が行われてきた．WG
IV は 2021 年に設置された．
WG I
次世代冷媒の基本特性，性能評価
WG II
次世代冷媒の安全性・リスク評価
WG III
次世代冷媒の規制・規格調査
WG IV
機器性能評価手法検討

5

各 WG のメンバー構成を Table 2-2 に示す．
Table 2-2 Member of working group (As of January 2023)

2.5 調査内容
次世代冷媒を適用した省エネ冷凍空調機器の実用化開発に係る冷媒基本特性・最適化・性能評価及び安全性・リスク評価について，以下の情報収集・取りまとめを実施する．
1) 次世代冷媒に係る規制，規格等の動向調査 （調査委員会 WG III 関連事項）
・国内外における次世代冷媒に係る規制動向，既存の安全規格（国際規格，国際標準，業界規格等），性
能評価の情報を収集・整理し，新たな策定・改正等の動向に関する情報収集・整理を行う．
・国内外における次世代冷媒の基本的特性の研究及び標準化の動向，機器開発における最適化・性能評
価の動向を情報収集・整理し，新たな基本的特性・性能評価の標準化及び機器開発における動向に関する情報収集・整理を行う．
2) 次世代冷媒及びその適用機器の使用時における基本特性・最適化・安全性・リスクに係る課題の抽出
及びその対応方法に係る調査 （調査委員会 WG I, II，IV 関連事項）
・次世代冷媒の基本特性及びそれらを適用した省エネ冷凍空調機器の早期開発・最適化に関する課題，及び進捗にともなう課題の抽出とその対応方法の調査を行う．
・次世代冷媒を適用した省エネ冷凍空調機器のシステムの最適化・性能評価に関する課題，進捗に伴う課題の抽出と，その対応方法の調査を行う．
・上記を踏まえ，次世代冷媒及びその適用機器を最適に安全に使用するための対応法を情報収集・整理する．
・次世代冷媒の安全性・リスク評価手法の開発に関する課題，進捗にともなう課題の抽出と，その対応方法の調査を行う．
3) 次世代冷媒及びその適用機器に係る安全性・リスク評価手法に関する国際規格化・国際標準化に向け6た調査 （調査委員会 WG III 関連事項）
・上記 1)，2)の調査結果及び NEDO 委託事業「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍
空調技術及び評価手法の開発」における次世代冷媒及びその適用機器の安全性・リスク評価手法に関する研究開発結果を踏まえ，国際規格・国際標準等へ提案すべき内容を情報収集・整理する．
2.6 調査委員会の活動結果
1) 開催日と主要議題
Table 2-3 Result of research project committee (1)
通算回
第1回

第2回

第３回

開催日
主要議題
2019 年 2 月 4 日（月） ・「NEDO 事業の背景と政策動向」（皆川オゾン室長講演）
13:30-15:30
・調査委員会／WG の位置付けと役割
学会会議室
・NEDO 調査事業の概要
2019 年 4 月 22 日（月） ・2018 年度プログレスレポートの各 WG 別内容説明
13:30-15:30
・調査事業の 2019 年度の計画
学会会議室
・学会年次大会でのワークショップ開催について
2019 年 7 月 24 日（水） ・「フロン対策の最新の動向」（刀禰オゾン室長講演）
13:30-15:30
・各 WG の進捗状況報告と意見交換
学会会議室
・「国際規格の改定動向」（片岡委員報告）
・対外発信計画（学会年次大会，ICR2019，IEA Heat Pump
Conference）

第４回

第５回

第6回
第7回

第8回

第9回

第 10 回

第 11 回

2019 年 11 月 11 日（月） ・各 WG の進捗状況報告と意見交換
13:30-15:30
・WG III の報告として，国際規格改定動向，AHRTI 新冷媒
学会会議室
データベース構築 P/J の紹介（片岡委員）
・学会年次大会の結果
・2019 年度プログレスレポートについて
2020 年 2 月 26 日（水） ・「フロン類使用見通しについて」（オゾン室清田氏）
13:30-16:00
・各 WG の進捗状況と今後の進め方，課題，意見交換
学会会議室
・対外発信提案（ASHRAE Winter Conference）
2020 年 5 月 15 日（金） ・2019 年度プログレスレポートの内容審議
メール審議
2020 年 7 月 15 日（水） ・各 WG の進捗状況と今後の計画，意見交換
13:30-15:40
・プログレスレポートの内容審議と公表予定
Web 会議・対外発信のコロナ禍による状況変化と対応
・中間評価の実施予定と今年度のスケジュール
2020 年 10 月 22 日（木） ・各 WG の進捗状況と今後の計画（ロードマップ等）
13:30-15:15
・調査事業の進め方（調査方法の見直し等）
Web 会議・対外発表の見直し，調整・2020 年度プログレスレポートの作成について
2021 年 1 月 20 日（水） ・各 WG の進捗状況と次年度以降の予定，意見交換
15:00-16:45
・WG III の報告として，「性能規格の動向」紹介（片岡委員）
Web 会議・対外発信の状況変化と対応についての依頼
・2020 年度プログレスレポートについて（英訳化確認等）
2021 年 4 月 20 日（火） ・2020 年度プログレスレポートの審議
13:30-15:20
・各 WG の 2021 年度計画
Web 会議・対外発信および学会年次大会 WS の件
2021 年 7 月 15 日（木） ・2020 年度プログレスレポートの公表状況
13:30-15:20
・各 WG の進捗状況
Web 会議・WG IV の設置について
・国際会議開催予定
7

Table 2-3 Result of research project committee (2)通算回
第 12 回

第 13 回

第 14 回

第 15 回

第 16 回

第 17 回

開催日
主要議題
2021 年 10 月 21 日（木） ・各 WG の進捗状況
13:30-15:20
・2021 年度プログレスレポート作成について
Web 会議・対外発信について（関連国際会議の開催状況，予定）
・オゾン層保護・地球温暖化防止大賞受賞報告
2022 年 1 月 20 日（木） ・各 WG の進捗状況及び次年度の予定
13:30-15:15
・対外発信について
Web 会議・2022 年度ファイナルレポートの作成について
2022 年 4 月 26 日（火） ・2021 年度プログレスレポートの審議
13:30-15:30
・各 WG の進捗状況と今年度の計画
Web 会議・対外発信及び年次大会のワークショップについて
・今年度の調査委員会計画
2022 年 7 月 15 日（金） ・各 WG の進捗状況
13:30-15:30
・規格改定への各 WG 成果の反映について
Web 会議・年次大会のワークショップについて
2022 年 10 月 20 日（木） ・各 WG の進捗状況報告，意見交換
13:30-15:30
・規格改定への各 WG 成果の反映についてのまとめ表審議
Web 会議・ファイナルレポート作成等今年度の計画確認
2023 年 1 月 20 日（金） ・各 WG の進捗状況
13:30-15:30
・ファイナルレポートの内容審議
Web 会議・ファイナルレポートのとりまとめ，公表日程2) 対外発信の結果
これまでに行った主な対外発信は，以下のとおりである．
① プログレスレポート
2018 年度から 2021 年度まで各年度の成果をプログレスレポートとして学会のホームページにて公表を行なった．
https://www.jsrae.or.jp/committee/jisedai_R/jisedai_R.html② 学会年次大会
2019 年〜2022 年の各年の学会年次大会にて，調査委員会がオーガナイザーとなるワークショップ「次世代低 GWP 冷媒の安全性・物性・伝熱・サイクル性能評価」を開催し，成果報告を行なった．
③ 主な国際会議等での発表
・日本冷凍空調工業会「環境と新冷媒国際シンポジウム」（2018 年，2021 年）
・IEA Heat Pump Conference 2020（2021 年）
・HFO2021 Conference（2021 年）
・Purdue Conference（2022 年）④ その他
関連国内外会議，セミナー，専門誌等での発表，投稿が数多くなされた．
詳細は，各年プログレスレポート全体版を参照されたい．

8

2.7 ワーキンググループ（WG）の活動結果
各 WG の 5 年間の実施結果は以下のとおりである．
① WG I（次世代冷媒の基本特性・性能評価 主査：早稲田大学 齋藤教授）
計 18 回開催し，各研究開発の進捗状況報告を行い，日本冷凍空調工業会を混えた意見交換を実施した．基本特性である冷媒物性や，応用特性である伝熱データのまとめ，さらには，それらを基にした性能評価，解析手法について，実用的観点から実施内容の調整と方向付けを行い，より効果的な進め方の確認を行ってきた．
また，研究開発成果について多数の対外発表を実施し，好評を得た．
Table 2-4 Result of WG I meeting (1)
通算回
第1回

第2回

第３回

第４回

第５回

第6回

第7回

第8回

第9回

第 10 回

第 11 回

開催日
主要議題
2019 年 5 月 28 日（火） ・齋藤主査提案の「冷凍空調機器の評価技術の構築案」
17:30-18:40
を基に進め方の協議
学会会議室
・日冷工メンバーを交えた情報共有のあり方
2019 年 8 月 9 日（金） ・新冷媒物性，状態方程式，伝熱特性の進捗報告
15:15-17:10
・数理モデル開発，システム性能評価装置，シミュレータ
機械振興会館の開発状況報告2019 年 10 月 10 日（木） ・システム性能評価装置の概要と試験内容
15:45-17:45
・冷媒の基本特性（物性，伝熱）における今後の対象物質
機械振興会館とシステム評価との連携方法
2019 年 12 月 26 日（木） ・物性評価の課題（３種混合，Refprop 関連等）
15:50-18:00
・伝熱特性評価の状況
機械振興会館・2019 年度プログレスレポートについて
2020 年 4 月 8 日（水） ・早稲田大の性能解析技術，性能評価技術の進捗状況
15:00-16:40
・九州大系の物性測定他の進捗状況
Web 会議・今後の評価冷媒について2020 年 6 月 24 日（水） ・伝熱データベース構築
15:00-16:30
・動的システム性能評価装置の進捗
Web 会議・システム性能評価の国際標準化ロードマップ案
2020 年 9 月 4 日（金） ・CF3I を含む冷媒の物性測定について
15:00-17:00
・ハイブリッド実運転評価装置の開発状況
Web 会議・BAM ラウンドロビンテストへの対応
2020 年 11 月 6 日（金） ・ハイブリッド実運転評価装置による試験計画
15:15-16:30
・上記計画の冷媒種と試験機について
Web 会議・2029 年度プログレスレポートの作成日程
2021 年 1 月 19 日（火） ・熱物性，伝熱特性等基本特性評価の今年度成果
15:00-16:45
・機器性能評価手法の開発状況，次年度計画
Web 会議・プログレスレポートのまとめと対外発信計画
2021 年 4 月 16 日（金） ・2020 年度プログレスレポートの確認
15:00−16:40
・九大 G，早稲田 G の今後の進め方に関する議論
Web 会議・日冷工国際シンポ，学会年次大会への参加の件
2021 年 6 月 25 日（金） ・HFO 熱力学表（JAREF）の紹介
15:00−17:00
・混合冷媒沸騰熱伝達の検討状況説明，質疑Web 会議・性能シミュレータの開発状況

9Table 2-4 Result of WG I meeting (2)
通算回
第 12 回

第 13 回

第 14 回

第 15 回

第 16 回

第 17 回

第 18 回

開催日
主要議題
2021 年 9 月 17 日（金） ・冷媒熱物性関連の対外発表状況
15:00−17:00
・冷媒充填量評価装置を使用した実験の進捗
Web 会議・性能評価装置による試験結果
2021 年 12 月 3 日（金） ・R13I1 の物性評価，状態方程式検討の状況
15:00−17:10
・早稲田大 G 実施テーマの進捗状況
Web 会議（混合冷媒の沸騰伝熱実験，R290 ドロップイン試験他）
2022 年 2 月 8 日（火） ・R13I1 混合系の物性，状態方程式について
16:30−18:40
・早稲田大 G 実施テーマの進捗状況
Web 会議（シミュレータ開発，冷媒充填量評価他）
2022 年 4 月 6 日（水） ・次世代冷媒の伝熱性能，伝熱データベースの状況
15:00−17:10
・静電容量法によるボイド率測定
Web 会議・動的性能評価試験法の検証（エミュレータ方式の確認）
2022 年 6 月 30 日（木） ・R32+ R1123+CF3I，R1123＋R290 の物性検討
15:00−16:30
・シミュレーションによる蒸発器冷媒流路最適化
Web 会議・AI による沸騰熱伝達，圧力損失予測
2022 年 9 月 15 日（木） ・5 年間の物性測定結果まとめ（単一 4 種，混合系 20 種）
15:00−17:00
・早稲田大におけるこれまでの研究概要説明
Web 会議・ファイナルレポートのまとめ方，期限について
2022 年 12 月 22 日（木） ・ファイナルレポートの内容確認と今後の予定
15:00−17:00
・早稲田大 G 実施テーマの進捗状況
Web 会議（ドロップイン試験，A I 活用伝熱特性評価））② WG II（次世代冷媒の安全性・リスク評価 主査：大学改革支援・学位授与機構 飛原教授）
各研究開発の進捗状況報告，日本冷凍空調工業会を混えた意見交換を通じ，今後の規格改訂提案に向けたデータ蓄積の種類と方法に関しての確認がなされ，その進め方を明確にすることができた．
また，研究開発成果について多数の対外発表が実施され，好評を得ている．
Table 2-5 Result of WG II meeting (1)
通算回
第1回

第2回

第３回

第４回

第５回

開催日
主要議題
2018 年 12 月 26 日（水） ・WG の発足，実施内容，進め方
16:00-17:00
・日冷工メンバーを交えた情報共有のあり方
機械振興会館
・活動成果の取りまとめについて2019 年 2 月 25 日（月） ・各研究開発状況報告と意見交換
13:30-17:00（東大，諏訪東京理科大，産総研，日冷工）
機械振興会館・プログレスレポートの作成について
2019 年 4 月 19 日（金） ・各研究開発状況報告と意見交換
13:30-17:00（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件，日冷工 2 件）
日本エレクロトヒート ・対外発表先候補と対応
センター会議室・プログレスレポートの結果
2019 年 7 月 11 日（金） ・各研究開発状況報告と意見交換
13:30-17:00（東大，諏訪東京理科大，産総研，日冷工 2 件）
学会会議室
・学会年次大会，ICR ワークショップへの対応
2019 年 10 月 4 日（金） ・各研究開発状況報告と意見交換
13:30-17:00（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
学会会議室
・2019 年度プログレスレポートの作成日程

10

Table 2-5 Result of WG II meeting (2)
通算回
第6回

第7回

第8回

第9回

第 10 回

第 11 回

第 12 回

第 13 回

第 14 回

第 15 回

第 16 回

第 17 回

第 18 回

第 19 回

開催日
主要議題
2019 年 12 月 19 日（木） ・各研究開発状況報告と意見交換
13:30-17:00（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
学会会議室
・2019 年度プログレスレポートの作成内容，日程確認
2020 年 5 月 28 日（木） ・各研究開発状況報告と意見交換
13:30-17:30（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
Web 会議・コロナ禍影響に伴う対外発表の方針，計画の変更
・2019 年度プログレスレポートのまとめ
2020 年 9 月 24 日（木） ・各研究開発状況報告と意見交換
9:00-11:50（東大 2 件，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
Web 会議・今後の進め方2020 年 11 月 26 日（木） ・各研究開発状況報告と意見交換
9:30-11:30（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
Web 会議・2020 年度プログレスレポートの作成について
2021 年 1 月 14 日（木） ・各研究開発状況と今後の予定の報告，意見交換
10:00-12:10（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
Web 会議・プログレスレポートの作成要領確認（英訳化の実施）
2021 年 4 月 15 日（木） ・2020 年度プログレスレポートの要約版作成とこの英10:00−12:10
訳版公表の趣旨，日程について
Web 会議・実施４テーマの今年度計画説明，質疑2021 年 7 月 8 日（木） ・2020 年度プログレスレポートの英訳版（全編）作成の13:30−15:40
進め方，日程について
Web 会議・実施４テーマの進捗状況説明，質疑2021 年 9 月 22 日（水） ・実施４テーマの進捗状況説明，質疑（特に，リスク
13:30−15:20
評価，着火源分析，混合系の燃焼性機構等）
Web 会議・日冷工シンポへの発表テーマ
2021 年 12 月 2 日（木） ・冷媒着火時の危害度の分析，評価法
13:30−15:50
・レーザーブレークダウンの着火性実験結果
Web 会議・混合系濃度分布のある燃焼性評価
2022 年 2 月 17 日（木） ・漏洩シミュレーションによるリスク評価
13:30−16:00
・実規模の急速漏洩時フィジカルハザード評価
Web 会議・来年度ファイナルレポート（和・英）作成日程
2022 年 4 月 14 日（木） ・可燃性冷媒室内着火時の危害度評価
13:30−16:00
・冷媒燃焼時のフィジカルリスク評価手法
Web 会議・混合冷媒（R1123/R32）等の燃焼性評価
2022 年 7 月 6 日（水） ・研究開発状況報告と意見交換
13:30−15:30（諏訪東京理科大，産総研 2 件）
Web 会議・ファイナルレポートの内容，作成日程の確認
2022 年 9 月 21 日（水） ・研究開発状況報告と意見交換
13:30−16:00（東大，諏訪東京理科大，産総研 2 件）
Web 会議・潤滑油を混入した冷媒の燃焼性について
2022 年 11 月 25 日（金） ・研究開発状況報告と意見交換
13:30−16:00（諏訪東京理科大，産総研安全科学部門）
Web 会議・ファイナルレポート完成に向けての日程確認

11

③ WG III（次世代冷媒に関わる規制・規格等の調査 主査：環境エネルギーネットワーク 21
岸本理事長）
関連する規制，規格の調査の範囲，国内外規制，規格の改訂動向，対象となる次世代冷媒の方向性等についての議論を重ねた．また，学会が実施する調査事業（海外調査，HFC 代替冷媒動向調査等）に対して，提案，支援を行ない，調査の方向付けに寄与した．
Table 2-6 Result of WG III meeting (1)
通算回
第1回

第2回

第３回

第４回

第５回

第6回

第7回

第8回

第9回

第 10 回
第 11 回

第 12 回

第 13 回

開催日
主要議題
2019 年 2 月 8 日（金） ・WG の発足，実施内容，進め方
10:30-12:00
・調査対象とする規制，規格の範囲について
学会会議室
・調査対象とする冷媒について
2019 年 3 月 25 日（月） ・関連規制，規格のリストアップ
10:30-12:00
・2018 年度プログレスレポート原稿審議
学会会議室
・他 WG，業界との連携等，今後の進め方について2019 年 5 月 28 日（火） ・「国際規格への対応の経緯と今後」（片岡委員報告）
15:00-16:30に基づく意見交換
日本エレクロトヒート ・次世代冷媒に要求される条件の検討について
センター会議室
・ISO, IEC への国内対応体制
2019 年 7 月 25 日（木） ・調査事業の今後の実施内容，計画
10:30-12:00（規制，規格の重点化，情報収集の方法他）
学会会議室
・最近の規格改定の動き
2019 年 10 月 16 日（水） ・海外調査計画について
10:30-12:15
・低 GWP 冷媒の動向調査の方法
学会会議室
・建築物の省エネルギー規制
2019 年 12 月 13 日（金） ・海外調査（欧米）の訪問先，日程
10:30-12:00
・次世代冷媒使用システムの評価手法について
学会会議室・2019 年度プログレスレポート目次案
2020 年 4 月
・2019 年度プログレスレポートの内容
メール審議
2020 年 7 月 9 日（木） ・「国際規格の最新動向」（片岡委員報告）に基づく
10:40-12:10
意見交換（特に冷媒の安全性に係る事項）
Web 会議・調査事業の経過と今後の計画
2020 年 10 月 16 日（金） ・「国際規格の最新動向」（片岡委員報告）に基づく
10:30-11:50
意見交換（性能評価に係る事項の追加）
Web 会議・今年度の調査内容と進め方（特許調査の追加等）
2021 年 1 月 8 日（金） ・「国際規格の最新動向（機器性能試験，評価法）」
10:30-12:00（片岡委員報告）に基づく意見交換
Web 会議・2020 年度プログレスレポートの内容について
2021 年 4 月
・2020 年度プログレスレポートの内容
メール審議
2021 年 7 月 6 日（火） ・今年度調査事業の進め方
15:00−16:40
・関連する国際規格の最近の動向（片岡委員）
Web 会議・新 WG IV の設立について
2021 年 10 月 5 日（火） ・今年度の調査実施内容説明，質疑
15:00−16:20
・建築関係の規制，規格の最近の動向（宮田委員）
Web 会議・IPCC 第 6 次報告書での GWP 見直し紹介
2022 年 1 月 6 日（木） ・中国の冷媒動向調査（中間報告）
13:30−15:00
・今年度のプログレスレポートの構成案
Web 会議・WG I, II, IV の活動状況紹介

12Table 2-6 Result of WG III meeting (2)
通算回
第 14 回

第 15 回

第 16 回

第 17 回

第 18 回

開催日
2022 年 3 月 28 日（月）16:00−17:40
Web 会議2022 年 5 月 25 日（水）10:30−12:00
Web 会議2022 年 7 月 27 日（水）10:30−12:00
Web 会議2022 年 10 月 7 日（金）10:30−12:00
Web 会議2023 年１月 12 日（木）0:30−12:00
Web 会議主要議題
・最新の規格動向情報の説明，質疑（片岡委員）（安全規格，性能規格）
・今年度のプログレスレポートの内容
・今年度調査事業実施事項提案，意見交換
・学会年次大会における WG III 成果報告の内容
・各 WG 研究成果の国際規格等への反映状況と見込み
・ファイナルレポートの構成案
・ISO 期間性能評価規格の見直しと負荷固定試験への対応（片岡委員からの説明と意見交換）
・ファイナルレポートの内容
・各 WG 研究成果の国際規格等への反映実績と予定
・PFAS 規制の動向（片岡委員）
・ファイナルレポートの最終案確認
・最近の規制，規格関係新情報（片岡委員）・各委員からの所感その他

WG IV（機器性能評価手法検討 主査：早稲田大学 齋藤教授）
2021 年度に設立された WG．
実施中の研究開発内容の状況報告をもとに，機器性能評価のデータ集約，評価手法，試験法について意見交換を実施し，課題と今後の進め方についての検討を行った．

④

Table 2-7 Result of WG IV meeting
通算回
第1回

第2回

第3回

第4回

第5回

第6回

第7回

第８回

開催日
主要議題
2021 年 9 月 14 日（火） ・WG IV 設立の背景，目的と体制
15:00−17:30
・NEDO 事業者，関連団体での取組内容紹介
Web 会議・今後の進め方
2021 年 11 月 25 日（木） ・NEDO 事業者（東大，早稲田大）の進捗報告，質疑13:30−15:45
・負荷固定試験の課題と対応（片岡委員）
Web 会議・負荷固定試験実施状況（日空研）
2022 年 3 月 2 日（水） ・圧縮機周波数非固定での性能試験結果（東大）
13:30−15:30
・エミュレータ使用性能試験の結果（早稲田大）：Web 会議・JEMA，日冷工での取組内容説明
2022 年 5 月 12 日（木） ・2021 プログレスレポートの確認
13:30−15:40
・NEDO 事業者（東大，早稲田大）の進捗報告，質疑
Web 会議・関連団体取り組み報告（JEMA，日空研）
2022 年 7 月 5 日（火） ・空気エンタルピ法による負荷試験結果（東大）
15:00−16:50
・R22 機への R290，R454C ドロップイン試験（早稲田大）
Web 会議・IoT データ集計結果報告（日冷工）2022 年 9 月 27 日（火） ・動的負荷試験結果の評価（東大）
13:30−15:30
・試験条件，試験方法による性能差異検討（早稲田大）
Web 会議・ファイナルレポートの構成と日程確認
2022 年 12 月 23 日（金） ・動的負荷試験の状況，意見交換（東大）
13:30−15:30
・ラウンドロビンテスト結果，意見交換（早稲田大）
Web 会議・ファイナルレポートの内容確認
2023 年 3 月 17 日（金） ・東大，早稲田大の進捗状況と今後の計画
15:00−17:00
・関連団体（日空研等）の取り組み状況報告
（予定）
（予定）
13

2.8 本ファイナルレポートについて５年間の成果の取り纏めとしてのファイナルレポートは，NEDO 調査事業の概要と調査委員会及びWG における推進体制，活動概要について述べた後，各 WG 活動の詳細紹介として下記の分冊４部よりなっている．
第１部 WG I
次世代冷媒の基本特性，性能評価
第２部 WG II 次世代冷媒の安全性・リスク評価
第３部 WG III 次世代冷媒の規制・規格調査
第 4 部 WG IV 機器性能評価手法検討
なお，掲載内容は調査委員会として，NEDO 事業を通じて得られた成果について取り纏めたものであり，公表を前提としていることから，内容が限定されており，必ずしも NEDO 事業全般の進捗報告とはなっていない．一方，NEDO 事業ではない業界団体等による関連の成果報告も含まれている．

＜調査委員会，WG 開催記録中の略称＞
オゾン室：経済産業省オゾン層保護等推進室
産総研：産業技術総合研究所
JEMA：日本電機工業会

日冷工：日本冷凍空調工業会
日空研：日本冷凍空調研究所

14次世代冷媒･冷凍空調技術の基本性能･最適化･評価手法および安全性･リスク評価

第１部 次世代冷媒の基本特性・性能評価
WG I ファイナルレポート

公益社団法人日本冷凍空調学会 次世代冷媒に関する調査委員会

2023 年 1 月 31 日

目次
1.はじめに ................................................................................5
2.次世代冷媒の性能特性評価 ................................................................8
2.1 次世代冷媒の熱物性評価 ..............................................................8
2.1.1 臨界点近傍を含む熱力学性質 ......................................................8
2.1.1.1 測定装置 ................................................................... 8
2.1.1.2 対象とした単一冷媒及び混合冷媒 ............................................. 9
2.1.1.3 CF3I を成分冷媒に含む３成分系混合冷媒の熱力学性質 .......................... 10
2.1.1.4 ２成分系混合冷媒 HFO1123/HC290 の熱力学性質 ................................ 13
2.1.1.5 ３成分系混合冷媒 HFO1123/HC290/HFO1234yf の熱力学性質 ...................... 15
参考文献 .......................................................................... 16
2.1.2 気液平衡性質 ...................................................................16
2.1.2.1 気液平衡性質（富山県立大学） .............................................. 16
2.1.2.2 気液平衡性質（九州大学） .................................................. 24
参考文献 .......................................................................... 28
2.1.3 高温 PvTx 性質及び定圧比熱 ......................................................28
2.1.3.1 高温 PvTx 性質 ............................................................. 28
2.1.3.2 定圧比熱 .................................................................. 35
参考文献 .......................................................................... 37
2.1.4 表面張力 .......................................................................38
参考文献 .......................................................................... 43
2.1.5 音速 ...........................................................................44
参考文献 .......................................................................... 49
2.1.6 熱伝導率および粘度 .............................................................49
参考文献 .......................................................................... 54
2.2 次世代冷媒の状態方程式の開発 .......................................................54
2.2.1 ヘルムホルツ型状態方程式 .......................................................54
2.2.2 単一冷媒の状態方程式 ...........................................................54
2.2.3 混合冷媒の状態方程式 ...........................................................58
2.2.4 REFPROP 10.0N について .........................................................59
参考文献 .............................................................................60
2.3 次世代冷媒のサイクル特性を考慮した性能評価 .........................................622.3.1 ヒートポンプサイクル基本特性の熱力学的解析 .....................................622.3.2 ヒートポンプサイクル基本特性の実験的評価 .......................................68
2.3.2.1 実験装置 .................................................................. 68
2.3.2.2 冷媒および実験条件 ........................................................ 68
2.3.2.3 実験結果 .................................................................. 70
参考文献 .......................................................................... 72
3.構成要素のデータ取得とモデリング，定式化 ...............................................73
3.1 熱交換器 .........................................................................73
3.1.1 熱交換器伝熱特性データの取得 ...................................................73
3.1.1.1 円管内の相変化伝熱 ........................................................ 73
参考文献 ........................................................................ 82
3.1.1.2 扁平多孔管内の相変化伝熱（東京海洋大学） .................................. 82
参考文献 ........................................................................ 86
3.1.1.3 プレート式熱交換器内の相変化伝熱（佐賀大学） .............................. 86
参考文献 ........................................................................ 91
3.1.1.4 円管外の凝縮熱伝達と熱物性推算の妥当性検証（九州産業大学） ................ 921

3.1.2 伝熱データベースの構築 .........................................................95
3.1.2.1 伝熱データベースシステムの概要 ............................................ 95
3.1.2.2 文献からのデータ収集 ...................................................... 96
3.1.2.3 日本冷凍空調学会伝熱データベースの移行 .................................... 97
3.1.2.4 伝熱データベースの利用方法 ................................................ 98
3.1.3 各種熱交換器の熱伝達率と圧力損失の整理式 ......................................100
3.1.3.1 円管内の凝縮および蒸発の整理式（長崎大学） ............................... 100
参考文献 ....................................................................... 107
3.1.3.2 扁平多孔管内の相変化伝熱（東京海洋大学） ................................. 109
参考文献 ....................................................................... 113
3.1.3.3 プレート式熱交換器内の凝縮および沸騰の整理式（佐賀大学） ................. 114
参考文献 ....................................................................... 117
3.1.4 AI 伝熱，圧損評価 .............................................................118
3.1.4.1 微細流路管における沸騰熱伝達率の予測 ..................................... 121
3.1.4.2 Transfer learning 及び Fine-tuning を用いた相変化熱伝達および摩擦圧力損失の予測................................................................................. 136
参考文献 ......................................................................... 141
3.1.5 ボイド率評価 ..................................................................143
3.1.5.1 静電容量法による冷媒用ボイド率測定センサーの開発及び測定方法の確立 ....... 143
3.1.5.2 冷媒充填量評価装置の構築による様々な管径及び冷媒に対するボイド率測定 ..... 151
3.1.5.3 低 GWP 冷媒の特性を考慮した新しいボイド率相関式の樹立 ..................... 160
参考文献 ......................................................................... 166
3.1.6 数理モデル ....................................................................167
3.2 圧縮機 ............................................................................169
3.2.1 圧縮機の構造とモデリング ......................................................169
3.2.2 圧縮室モデル ..................................................................170
3.2.2.1 基礎式 ................................................................... 171
3.2.2.2 漏洩 ..................................................................... 171
3.2.2.3 熱の影響 ................................................................. 172
3.2.2.4 吐出弁（リリーフ弁） ..................................................... 172
3.2.3 対象冷媒 ......................................................................173
3.2.4 圧縮機シミュレーション ........................................................173
3.2.4.1 計算手法 ................................................................. 173
3.2.4.2 シミュレーション結果 ..................................................... 174
3.2.5 実験による検討 ................................................................177
3.2.5.1 性能試験装置 ............................................................. 177
3.2.5.2 試験結果 ................................................................. 177
3.2.6 サイクルシミュレーションによる検討 ............................................178
3.2.6.1 計算手法 ................................................................. 178
3.2.6.2 シミュレーション結果 ..................................................... 179
3.2.7 まとめ ........................................................................179
参考文献 ............................................................................180
3.3 膨張弁 ...........................................................................182
3.3.1 実 験 ........................................................................182
3.3.2 実験条件 ......................................................................183
3.3.3 実験結果 ......................................................................184
3.3.3.1 実験データの評価方法 ..................................................... 184
3.3.3.2 実験データの相関関係 ..................................................... 184
3.3.3.3 流量係数の実験相関式とその精度 ........................................... 184
3.3.3.4 実験値と実験相関式との比較 ............................................... 185
2

3.3.4 まとめ ........................................................................186
4.システム解析 ..........................................................................188
4.1 システムのデータ取得 ..............................................................188
4.1.1 エミュレーター式負荷試験装置の開発 ............................................188
4.1.1.1 概要 ..................................................................... 188
4.1.1.2 空調負荷や機器性能の考え方 ............................................... 188
4.1.1.3 現行の代表的な性能試験装置 ............................................... 190
4.1.1.4 提案する動的性能試験装置 ................................................. 190
4.1.1.5 試験装置の健全性評価 ..................................................... 196
4.1.1.6 機器の動的性能試験 ....................................................... 199
4.1.1.7 エミュレーター式負荷試験装置の開発のまとめ ............................... 202
参考文献 ......................................................................... 203
4.1.2 各種冷媒機器の実験結果 ........................................................2044.1.2.1 実験の背景と目的 ......................................................... 204
4.1.2.2 実験に用いた空調機と試験の概要............................................ 204
4.1.2.3 冷媒充填量の決定 ......................................................... 205
4.1.2.4 試験条件 ................................................................. 205
4.1.2.5 試験結果 ................................................................. 206
4.1.2.6 考察 ..................................................................... 207
4.1.2.7 各種冷媒機器の実験結果のまとめ ........................................... 208
4.1.3 モデルの妥当性検証結果 ........................................................209
4.1.3.1 妥当性検証の背景と目的 ................................................... 209
4.1.3.2 R22 冷媒のシミュレーション結果............................................ 209
4.1.3.3 R290 冷媒のドロップインに対するシミュレーション結果 ....................... 212
4.1.3.4 R454C 冷媒のドロップインシミュレーション結果.............................. 215
4.1.3.5 モデルの妥当性検証のまとめ ............................................... 218
4.2 シミュレーター開発 ................................................................219
4.2.1 熱交換器シミュレーター開発 ....................................................219
4.2.2 システムシミュレーター開発 ....................................................220
4.2.3 LCCP シミュレーター開発 .......................................................224
4.2.3.1 LCCP シミュレーター開発の背景............................................. 224
4.2.3.2 LCCP の定義 .............................................................. 224
4.3 システム特性解析 ..................................................................226
4.3.1 熱交換器解析 ..................................................................226
4.3.1.1 熱交換器解析の概要 ....................................................... 226
4.3.1.2 シミュレーター ........................................................... 227
4.3.1.3 モデルの妥当性 ........................................................... 228
4.3.1.4 遺伝的熱経路生成 ......................................................... 229
4.3.1.5 最適化設定 ............................................................... 233
4.3.1.6 結果および考察 ........................................................... 234
4.3.1.7 熱交換器最適化のまとめ ................................................... 241
参考文献 ......................................................................... 241
4.3.2 システム解析 ..................................................................244
4.3.2.1 背景と目的 ............................................................... 244
4.3.2.2 解析を行う対象システム ................................................... 244
4.3.2.3 解析モデル ............................................................... 245
4.3.2.4 解析による性能評価のながれ ............................................... 245
4.3.2.5 解析条件 ................................................................. 245
4.3.2.6 解析結果 ................................................................. 246
4.3.2.7 まとめ ................................................................... 248
3

4.3.3 断続運転解析 ..................................................................249
4.3.3.1 背景と目的 ............................................................... 249
4.3.3.2 解析を行う対象システム ................................................... 249
4.3.3.3 解析モデル ............................................................... 249
4.3.3.4 解析条件 ................................................................. 249
4.3.3.5 断続運転時の性能評価方法 ................................................. 249
4.3.3.6 解析結果 ................................................................. 249
4.3.3.7 まとめ ................................................................... 252
4.3.4 LCCP 解析 .....................................................................253
4.3.4.1 LCCP の直接影響に対するパラメータスタディ................................. 253
4.3.4.2 数理モデル ............................................................... 256
4.3.4.3 LCCP シミュレーターとこれを使った解析結果のまとめ ......................... 265
参考文献 ......................................................................... 265
5.おわりに ..............................................................................268

4

1.はじめに
カーボンニュートラル実現に向けた世界的な要請の中で，科学技術はこの難題にどのように立ち向か
うべきなのか大きな課題を突き付けられている．我が国でも 2050 年までにカーボンニュートラルの実現を公約として掲げ，世の中が一気に動き始めているところである．
このような中でも冷凍空調技術は，省エネルギーを実現する冷温熱制御技術として冷凍，空調，給湯，
産業技術へと広く応用されてきた．その用途はさらに広がるばかりであり，引き続き経済をもけん引できる優れた技術でもある．
また，近年では，極端な気温上昇に対しても温度制御により熱中症を防いだり，湿度までをも制御したりすることによりウイルス等から人間への感染を防ぐ技術と認められつつある．低温化や優れた温度管理を実現することにより，コールドチェーンの中核技術として，安全安心な食の提供を可能としてきた．空気から飲料水すら生み出すことができる．このように冷凍空調技術は，地球温暖化防止技術として環境を守りながら，生命をも守る技術へと進化を遂げている．
一方で，冷媒によるオゾン層破壊，地球温暖化問題を抱えていることも事実である．もともとは，オゾン層破壊に端を発した冷媒問題であるが，近年では，冷媒によっては，二酸化炭素の数千倍もの温室効果を有することもわかり，モントリオール議定書キガリ改正を受けて，代替冷媒としての HFC 冷媒
でさえも大幅な削減を目指すこととなった．このような状況でもあり，冷媒の低 GWP 化と，低 GWP
冷媒を採用した機器の市場投入が急務となっている．
低 GWP を導入した機器の上市を急ぐためには，メーカーによる機器開発に留まらず，アカデミックや公的研究機関が中心となり，冷媒のリスク評価，機器の基本設計に必要な冷媒の基本熱物性からシス
テム全体としての評価技術や最適化ツールまで含めた基盤技術を構築し，次世代冷媒を採用した機器の上市を後押しできる体系をオールジャパン体制で構築すること必須である．
そこで，この WG I では，実施者としての九州大学グループと早稲田大学グループともに産業界や経産省，NEDO までが一堂に会し，機器設計や機器評価を可能とする基盤技術構築のための議論を展開す
ることとなった．これにより，実施者は，有効なアドバイスを頂きつつ研究開発を展開することが可能となった．
具体的には，九州大学グループは，各種冷媒物性を評価可能なデータ基盤と状態方程式を確立するとともに，伝熱データベースを作るとともに伝熱性能評価式を構築し，機器設計の基盤を構築してきた．
早稲田大学のグループは，それらに基づいて，機器としての評価が可能な評価装置熱交換器，サイクル，
LCCP の各種シミュレーターを開発することによって，理論面と実際の機器データの両面から，機器性能を評価できる体制を構築してきた．本報告書は，5 年間にわたって進めてきた結果をまとめたものとなる．
これによって，次世代冷媒を採用した機器の評価を行える体制が構築され，適切な次世代低 GWP 冷媒の選定や次世代冷媒を採用した機器開発のスピードアップが後押しされ，冷媒の低 GWP 化に大きく貢献することを期待するところである．
WG I 主査

5

早稲田大学 齋藤 潔

WG I の委員構成は，Table 1-1 に示すとおりである．
Table 1-1 WG I members list
氏

名

所

属

主査

齋藤 潔

早稲田大学

委員

東

之弘

九州大学

宮良 明男

佐賀大学

赤坂 亮

九州産業大学

山口 誠一

早稲田大学

鄭

宗秀

早稲田大学

榎木 光治

電気通信大学

宮岡 洋一

早稲田大学

ジャンネッティ
ニコロ

早稲田大学

金

武重

早稲田大学

井上 順広

東京海洋大学飛原 英治

大学改革支援・学位授与機構

山下 浩司

日本冷凍空調工業会（三菱電機株式会社）

平良 繁治

日本冷凍空調工業会（ダイキン工業株式会社）

坂本 匠

日本冷凍空調工業会（シャープ株式会社）

配川 知之

日本冷凍空調工業会（ダイキン工業株式会社）

谷口 雅巳

日本冷凍空調工業会（株式会社デンソー）

丸子 晃平

日本冷凍空調工業会（東芝キヤリア株式会社）

飯高 誠之

日本冷凍空調工業会（パナソニック株式会社）

高藤 亮一

日本冷凍空調工業会（日立ｼﾞｮﾝｿﾝｺﾝﾄﾛｰﾙｽﾞ空調株式会社）

三苫 恵介

日本冷凍空調工業会（三菱重工ｻｰﾏﾙｼｽﾃﾑｽﾞ株式会社）

仲島 孔明

日本冷凍空調工業会（三菱電機株式会社）

布隼人

日本冷凍空調工業会（ダイキン工業株式会社）

堀和貴

日本冷凍空調工業会（ダイキン工業株式会社）

オブザーバ

井上 貴至

日本冷凍空調工業会（日立ｼﾞｮﾝｿﾝｺﾝﾄﾛｰﾙｽﾞ空調株式会社）

飯塚 大樹

日本冷凍空調工業会（日立ｼﾞｮﾝｿﾝｺﾝﾄﾛｰﾙｽﾞ空調株式会社）

鶸田 晃

日本冷凍空調工業会（パナソニック株式会社）

山口 広一

日本冷凍空調工業会（東芝キヤリア株式会社）松田 憲兒

日本冷凍空調工業会（三菱重工ｻｰﾏﾙｼｽﾃﾑｽﾞ株式会社）

酒井 猛

日本冷凍空調工業会

室園 宏治

日本冷凍空調工業会

長谷川

日本冷凍空調工業会

一広6

Table 1-1 WG I members list (continued)
氏
オブザーバ

事務局

名

所

属

藤垣 聡

新エネルギー･産業技術総合開発機構

森智和

新エネルギー･産業技術総合開発機構

高橋 辰彦

新エネルギー･産業技術総合開発機構

牛腸 誠

新エネルギー･産業技術総合開発機構

大石 拓摩

新エネルギー･産業技術総合開発機構

河野 恭二

日本冷凍空調学会

上村 茂弘

日本冷凍空調学会

西口 章

日本冷凍空調学会

本報告書の執筆者は，Table 1-2 に示す通りである．
Table 1-2 Author list
章
1.はじめに執筆者
齋藤 潔（早稲田大学）
東 之弘（九州大学），迫田 直也，宮崎 隆彦，Kyaw Thu，
宮本 泰行（富山県立大学），
田中 勝之（日本大学），

2.次世代冷媒の性能特性評価

近藤 智恵子（長崎大学），
狩野 祐也（産業技術総合研究所），
赤坂 亮（九州産業大学），福田 翔，
宮良 明男（佐賀大学），仮屋 圭史
宮良 明男（佐賀大学），仮屋 圭史，
近藤 智恵子（長崎大学），劉 宇飛,

3.構成要素のデータ取得とモ
デリング、定式化

福田 翔（九州産業大学），
井上 順広（東京海洋大学），地下 大輔
齋藤 潔（早稲田大学），山口 誠一，ジャンネッティ ニコロ,
鄭宗秀，金 武重， 東條 健司

榎木 光治（電気通信大学），井上洋平，清 雄一
4.システム解析

齋藤 潔（早稲田大学），ジャンネッティ ニコロ,
清 雄一（電気通信大学）

5.おわりに

東 之弘（九州大学）

鄭

宗秀，宮岡 洋一

免責事項
本報告書に掲載されている情報の正確性については万全を期しているが，著者および当学会は利用者が本報告書の情報を用いて行う一切の行為について，何らの責任を負うものではありません．本報告書の利用に起因して利用者に生じた損害につき，著者および当学会としては責任を負いかねるので御了承ください．

7

オオオオオオオオオオオオオオ
オオオオオオオオオオオオオオ

2.次世代冷媒の性能特性評価

F

G
C

L

オオオオオオオオオオオオオオ

EK

H

オオオオオオオオオオオオオオ

2.1 次世代冷媒の熱物性評価
2.1.1 臨界点近傍を含む熱力学性質
2.1.1.1 測定装置
九州大学伊都キャンパスにある NEXT-RP（次世代冷媒物性評価研究センター）では，次世代冷媒の臨界域を含む PvT 性質，飽和蒸気圧，飽和密度及び臨界定数の測定を行なった．PvT 性質，飽和蒸気圧
及び臨界圧力の測定に用いた装置を Fig. 2.1.1-1 に，そして飽和密度，臨界温度及び臨界密度の決定に用いた装置を Fig. 2.1.1-2 に示す 1,2) ．

H2
E2

G

F

H1
D1

J

J

A
I

E1

D

B
I

C
K

Fig.2.1.1-1 Experimental apparatus for PvT property
measurements.
A: pressure vessel, B: pressure transducer, C: pressure
indicator,
D: 25  standard platinum resistance thermometer,
E: thermometer bridge, F: digital multimeter, G: PID
controller,
H: voltage transformer, I: heater, J: stirrer, K: AC power supply,
L: computer.

B

D2
I1

A

I2

J

Fig.2.1.1-2 Experimental apparatus for vapor-liquid
coexistence curve measurements. A: optical cell, B:
expansion vessel,
C: supplying vessel, D1, D2: 25  standard platinum
resistance thermometer, E1, E2: thermometer bridge, F:
digital multimeter,
G: PID controller, H1, H2: voltage transformer, I1, I2: heater,
J: stirrer, K: computer.
オオオオオオオオオオオオオオ

オオオオオオオオオオオオオオ

Fig.2.1.1-1 に示す PvT 性質測定装置では，まず内容積を事前に測定したステンレス製圧力容器内に，設定したい密度になるように調整した質量の測定試料を充填する．この圧力容器を高精度圧力センサに直接接続し，温度のバラツキを±1 mK 以内に制御したシリコンオイルを媒体とする液体恒温槽に浸し，圧力のバラツキを±1 kPa 以内になるまで安定させたのちの圧力を測定する．温度測定は，25Ω 標準白金
抵抗測温体と交流測温ブリッジで行い，ITS90 に準拠して算出する。試料密度は，試料の充填質量と，温度による熱補正を行った圧力容器の内容積から算出できる．圧力測定は，真空時の原点補正を行った
圧力センサで測定し，圧力センサの温度依存性も事前に校正してある．測定の不確かさは，冷媒の種類
や温度域によって若干の幅はあるが，温度の測定不確かさは±10 mK 以内，圧力の測定不確かさは±1 kPa
以内，密度の測定不確かさは±0.15％以内と推定した．また，混合冷媒の組成に関しては，充填質量の比で算出し，1 mg までの分解能を持つ電子天秤を使用して，不確かさは±0.05％以内と推定した．
Fig. 2.1.1-2 は，メニスカスの消滅を肉眼で直接観察して飽和密度と臨界定数を決定する装置である．
装置本体は，メニスカスの観察を行うためにパイレックス製の覗き窓を設けた試料容器，試料を初期充填するときに使用する試料供給容器，そして試料容器内の密度を変化させるときに用いる膨張容器の3 つの円筒形圧力容器を組み合わせ，揺動台の上に設置している．3 つの容器を使うことにより，一度の試料充填で，最高 8 点までの測定が行うことができる．
試料の調整が容易ではない混合冷媒の測定や，次世代冷媒のように試料供給量に限りがある新物質の測定には極めて有効な方法である．この装置における温度測定も 25Ω 標準白金抵抗測温体で行い，試料の充填質量と，温度による熱補正を行った 3 つの圧力容器の内容積から密度は算出する．この装置には圧力測定系が設置されていないので，前述の Fig.
2.1.1-1 に示した PvT 性質測定装置を用いて，臨界圧力測定は行なっている．測定精度はそれぞれの冷媒測定でも若干異なるが，概して，温度の測定精度は±10 mK 以内，密度の測定精度は±0.15％〜0.2％以内に収めている．特に密度に関しては，膨張の回数にも影響するので，それぞれの測定値ごとに不確かさは異なることになる．

8

2.1.1.2 対象とした単一冷媒及び混合冷媒
次世代冷媒を対象とした本研究では，冷凍装置としての性能だけでなく，地球環境問題対策としての
オゾン層破壊係数 (ODP)および地球温暖化係数 (GWP) の数値にも注意を払って行う必要がある．また，研究を進めていく過程で，これら以外にも，燃焼性，不均化反応，混合冷媒の重合現象などの化学的性質も関しても，次世代冷媒の選択に必要となる要素があることがわかってきた．さらに，冷媒の入手性も大きな選定要因であることが判明し，事業を遂行する５年間で対象とした冷媒は Table 2.1.1-1 にまとめたものとなった．
Table 2.1.1-1 List of measured refrigerants/blends.
Year

2018

2019

2020

2021

2022

Refrigerants/Blends

GWP

Ref.

HFO1336mzz(E)

16

3, 4

HCFO1224yd(Z)

1

5, 6

R455A

151

7

HFC32/HFO1123/HFO1234yf [21.2/59.5/19.3 mass%]150

to be presented

HFC32/HFO1123/HFO1234yf [21.2/40.3/38.5 mass%]150

to be presented

HFC32/HFO1123[additional experiment]--

8

HFO1123[additional experiment]

1

9

R465A

148

7

CF3I

5

10, 11, 12

HFC32/CF3I [50/50 mass%]

355

13, 14

HFC32/CF3I [50/50 mol%]152

13, 14

HFO1123/CF3I [50/50 mass%]

2.5

15

HFO1123/CF3I [50/50 mol%]

3.5

15

HC290/HFO1234yf [50/50 mass%]

1

16

HFC32/HFO1123/CF3I [22/73/5 mass%]155

to be presented

HFC32/HFO1123/CF3I [22/68/10 mass%]156

to be presented

HFC32/HFO1123/CF3I [30/65/5 mass%]212

to be presented

HFC32/HFC125/CF3I [49/11.5/39.5 mass%]

744

7, 11

HFC125/CF3I [50/50 mass%]

1728

14

HFO1123/HC290 [80/20 mass%]1

to be presented

HFO1123/HC290/HFO1234yf [48/12/40 mass%]1

to be presented

HFO1123/HC290/HFO1234yf [32/8/60 mass%]1

to be presented

HFC32/HFO1336mzz(E) [40/60 mass%]

270

ongoing

HFO1234yf/HFO1336mzz(E) [40/60 mass%]

1

ongoing

HFO1234ze(E)/HFO1336mzz(E) [40/60 mass%]

1

ongoing

Table 2.1.1-1 の文献（Ref.）において、既に学会発表や刊行論文で公表した情報を示した。また、これら以外に、本プログレスレポートの 2018 年度版（初年度）から 2021 年度版（前年度）にも、情報は公開している。 本報では、特に未公開の情報を中心に取りまとめることにしたので、過去の文献や プロ
グレスレポートも参考にしていただきたい。なお、未公開情報に関しては、生データの事前公開ができないので、本レポートでも生データの掲載は行わない。

9

2.1.1.3 CF3I を成分冷媒に含む３成分系混合冷媒の熱力学性質
CF3I を成分冷媒に含む３成分系混合冷媒の熱力学性質を評価するためには，構成する２成分系混合
冷媒の熱力学性質を事前に評価しておく必要がある．今回対象と考えた３成分系混合冷媒は，HFC32/HFO1123/CF3I 混合冷媒，及び R466A としての R 番号登録が ASHRAE 承認されている HFC32/
HFC125/CF3I 混合冷媒になるので，対象として考えておかなければいけない２成分系混合冷媒は，HFC32/HFO1123 混合冷媒， HFC32/CF3I 混合冷媒， HFO1123/CF3I 混合冷媒，HFC125/CF3I 混合冷媒，
そして HFC32/HFC125 混合冷媒である．この中で， HFC32/HFC125 混合冷媒は， R410A 冷媒が普及した時点で，すでに熱力学性質に関する情報が集約されたので，信頼できる情報が揃っている． また，
HFC32/HFO1123 混合冷媒の熱力学性質は，現 NEDO プロジェクトの前プロジェクトにおいて評価済み
であり，HFC32/CF3I 混合冷媒及び HFO1123/CF3I 混合冷媒に関しても， 2021 年度に作成したプログレ
スレポートで紹介し，Table 2.1.1-1 にまとめた成果論文としても公表済みである．今回は， R466A の評
価に必要となった HFC125/CF3I ２成分系混合冷媒と３成分系混合冷媒の成果について報告する．
(1) HFC125/CF3I 混合冷媒

２成分系混合冷媒 HFC125/CF3I に関しては，組成比 50/50 mass%，温度 305 K〜400 K，圧力 1214 kPa〜 6868 kPa，密度 105 kg m-3〜1402 kg m-3 の範囲で PvT 性質を測定し，8 本の等密度線に沿って，１相域及び２相域併せて計 96 点の実測値を得た．本混合系の PvT 性質の測定結果を Fig.2.1.1-3 の PT 線図上に示す．プロットが実測値であり， Fig.2.1.1-3 内の実線は REFPROP 10.0 から計算される等密度線を示している．実測値と計算値を比較すると，特に液相域で大きな差異を表していることがわかる．この原因の 1 つは， CF3I の状態式にあるものと推察しており， CF3I 単体の熱物性値の不足が要因である．
HFC125/CF3I の飽和密度の測定では，組成比 50/50 mass%で，メニスカスの消滅観察により飽和蒸気
密度 7 点，飽和液密度 5 点，臨界密度のごく近傍 1 点の実測値を得た．また，等密度線の折れ曲がりからも 4 点の飽和密度を決定した．両成分物質の気液共存曲線及び REFPROP 10.0 から計算される気液共存曲線とともに，測定結果を Fig. 2.1.1-4 に示した． Fig. 2.1.1-4 のオレンジの曲線が REFPROP 10.0 からの気液共存曲線の計算結果であるが， Fig. 2.1.1-3 の等密度線同様に，実験値との間に大きな差異を生じているのがわかる．この結果から，現状の REFPROP 10.0 の計算では，冷凍サイクル計算及びサイクルの運転における飽和状態の計算の信頼性が低くなることが 懸念される．

Fig. 2.1.1-4 Vapor-liquid coexistence curve of
HFC125/ CF3I [50/50 mass%]. Orange line is thevapor-liquid coexistence curve drawn by REFPROP
10.0.

Fig. 2.1.1-3 PvT property measurements of HFC125/
CF3I [50/50 mass%]. Solid line is the isochores drawn
by REFPROP 10.0

10

HFC125/CF3I[50/50 mass%]における混合冷媒の臨界点を，本実験結果に基づき，メニスカスの消滅位
置及び臨界タンパク光による着色の様子から決定した．その結果，Tc=353.79 K、Pc=3815 kPa、c=705
kg m-3 となった．本実験値に基づいて，我々グループが，従来フロン系冷媒の臨界軌跡の相関に用いてきた相関法 17)に基づいて決定した臨界定数の組成依存性の算出結果も Fig. 2.1.1-4 の T線図上にも描き加えてある．
(2) HFC32/HFC125/CF3I 混合冷媒

３成分系混合冷媒 HFC32/HFC125/CF3I では， R466A として ASHRAE の冷媒番号を取得している組
成比 49/11.5/39.5 mass%について測定を行った．温度 300 K〜400 K，圧力 1690 kPa〜 6715 kPa，密度 101
kg m-3〜1105 kg m-3 の範囲で PvT 性質を測定し，7 本の等密度線に沿って，１相域及び２相域併せて計79 点の実測値を得た．本混合系の PvT 性質の測定結果を Fig.2.1.1-5 の PT 線図上に示す．プロットは実測値であり， Fig.2.1.1-5 内の実線は REFPROP 10.0 からの計算される等密度線である． REFPROP 10.0
では，本混合系に関わる混合パラメータの全ては決定されておらず，計算の信頼性は保証できない．
HFC32/HFC125/CF3I [49/11.5/39.5 mass%]の飽和密度の測定では，メニスカスの消滅観察により飽和蒸気密度 5 点, 飽和液密度 7 点の飽和密度実測値を得た．また，等密度線の折れ曲がりから 6 点の飽和密度も決定した．測定結果を，両成分物質の気液共存曲線及び REFPROP 10.0 から計算される気液共存曲線とともに Fig. 2.1.1-6 に示してある. REFPROP 10.0 の結果は，プロットで示した実験結果と大きな差異があることがわかる. HFC125/CF3I の混合パラメータの最適化が未だできていないことが原因として考えられる．
HFC32/HFC125/CF3I [49/11.5/39.5 mass%]における混合冷媒の臨界点を，メニスカスの消滅位置及び臨界タンパク光による着色の様子から Tc=351.34 K、Pc=5295 kPa、c=578 kg m-3 と決定した．この３成分
系混合冷媒の臨界定数の実測値も，今まで報告がなかった．REFPROP 10.0 に示されている臨界定数は
Tc=346.28 K，Pc=5283 kPa，c=569 kg m-3 であり，臨界温度で約 5K，臨界圧力で 12 kPa, 臨界密度で9 kg m-3 の違いがあった．

R466A_REF10default

7000
6000

P / kPa

5000
4000
3000

R32

2000
1000
300

R125

320

CF3I

340

360

380

400

T/K
R32
R125
CF3I
Critical Point
r=101 kg/m3
r=101(REF)

r=147 kg/m3
r=147(REF)
r=202 kg/m3
r=202(REF)
r=904 kg/m3
r=904(REF)

r=996 kg/m3
r=996(REF)
r=1105 kg/m3
r=1105(REF)
r=579 kg/m3
r=579(REF)

Fig. 2.1.1-6 Vapor-liquid coexistence curve of
HFC32/HFC125/CF3I [49/11.5/39.5 mass%=R466A].
Orange curve is the coexistence curve drawn by
REFPROP 10.0.

Fig. 2.1.1-5 PvT property measurements of
HFC32/HFC125/CF3I [49/11.5/39.5 mass%=R466A].
Solid line is the isochores drawn by REFPROP 10.0.

11(3) HFC32/HFO1123/CF3I 混合冷媒

Fig. 2.1.1-7 PvT property measurements of
HFC32/HFO1123/CF3I [22/68/10 mass%].
Solid line is the isochores drawn by REFPROP 10.0．

Fig. 2.1.1-8 PvT property measurements of
HFC32/HFO1123/CF3I [22/73/5mass%].
Solid line is the isochores drawn by REFPROP 10.0．

Fig. 2.1.1-9 PvT property measurements of
HFC32/HFO1123/CF3I [30/65/5mass%].
Solid line is the isochores drawn by REFPROP 10.0．

12以前の NEDO プロジェクトにおいて，AGC 社により開発された低 GWP 冷媒 HFO1123 を 1 つの成分冷媒とする３成分系混合冷媒 HFC32/HFO1123/CF3I を対象にして，３種類の組成比 (a) 22/68/10 mass%,(b) 22/73/5 mass%, (c) 30/65/5 mass%についての３成分系混合冷媒の PvT 性質の測定を行った．測定範囲
は，温度が室温から最高 400 K まで，圧力 7 MPa 以下で，蒸気側等密度線 2 本，液側等密度線 2 本の条
件下で測定を行った．なお，組成の選択はプロジェクトリーダーからのアドバイスに基づいて決定した．
この３成分系混合冷媒に関しても， PvT 性質測定だけでなく，臨界定数及び飽和密度の測定を行うことを当初計画していたが， HFO1123/CF3I 混合冷媒の測定中に，試料容器内部の試料に変化が生じ，測定装置に支障が生じる可能性が出たため，中断することになった．この現象は，再委託先でも複数確認されている．そのために，Fig. 2.1.1-7 から Fig. 2.1.1-9 において，臨界密度付近での等密度線の測定ができなかった．
図中の実測値を示すプロットと，実線で示した REFPROP 10.0 の計算結果を，既に実測を行ない，比較した他の混合冷媒と比較してみると，本混合系では両者がよく一致している．密度偏差で見ると，最大でも 1% 以内，大半で 0.5 % 以内の偏差に収まっていた．前述した CF3I 混合冷媒の液側での再現性を考えれば，当初，あまり計算精度は期待できないものと予想されたのだが，今回の 3 つの組成ともに， CF3I の比率が少なく，大半は HFC32/HFO1123 の２成分系混合冷媒の計算精度に依存しているのではないかと推察している． HFC32/HFO1123 の２成分系混合冷媒に関しては，単一成分冷媒及び混合
冷媒ともに，すでに本研究チームで熱力学性質の測定を完了させており 18, 19)，信頼できる状態式及び混合パラメータの決定が完了しているので，今回のような結果となったのではないかと推測している．
2.1.1.4 ２成分系混合冷媒 HFO1123/HC290 の熱力学性質
2.1.1.3(3)項でも述べたように， NEDO プロジェクトでは国産冷媒として HFO1123 を新たに開発した． HFO1123 は，他の低 GWP 冷媒に比べても臨界温度が比較的低く，熱力学性質も HFC32 に近い
冷媒なので，エアコン使用に適した冷媒として期待できる．しかし，不均化反応が発生することが知られており，これが開発の課題となっている．本プロジェクトでも東京大学を中心とするグループがリス
クアセスメントの視点から研究を進めているが，その中で， HFO1123 に HC290 を混ぜることに，不均化反応を抑制する効果が期待できる可能性が出てきた．そこで HFO1123/HC290 の性能評価を一層進めるために，本グループでは，HFO1123/HC290 混合冷媒の評価を優先して取り組むことになった．
R1123/R290[80/20]
R1123R290[8020] REFPROPdefault

7000

577 kg/m3

7000

665 kg/m3

403 kg/m3

665 kg/m3

203 kg/m3

203 kg/m3

403 kg/m3

6000

6000

153 kg/m3

5000

5000
R290

4000

93 kg/m3

R1123

P / kPa

153 kg/m3

P / kPa

577 kg/m3

R290

4000

93 kg/m3

R1123

3000

3000
2000

2000
1000
300

1000
300

320

340

360

380

r=153 kg/m3
r=153(REF)
r=203 kg/m3
r=203(REF)
r=577 kg/m3

340

360

380

400

T/K

T/K
R1123
R290
Critical Point
r=93 kg/m3
r=93(REF)

320

400
R1123
R290
Critical Point
r=93 kg/m3
r=93(REF)

r=577(REF)
r=665 kg/m3
r=665(REF)
r=403 kg/m3
r=403(REF)

r=153 kg/m3
r=153(REF)
r=203 kg/m3
r=203(REF)
r=577 kg/m3

r=577(REF)
r=665 kg/m3
r=665(REF)
r=403 kg/m3
r=403(REF)

Fig. 2.1.1-11 PvT property measurements of
HFO1123/ HC290 [80/20 mass%]. Solid line is theisochores drawn by REFPROP 10.0 modified by thisproject.

Fig. 2.1.1-10 PvT property measurements of
HFO1123/ HC290 [80/20 mass%]. Solid line is theisochores drawn by REFPROP 10.013２成分系混合冷媒 HFO1123/HC290 に関しては，組成比 80/20 mass%，温度 300 K〜400 K，圧力 2013
kPa〜6806 kPa，密度 93 kg m-3〜665 kg m-3 の範囲で PvT 性質を測定し，6 本の等密度線に沿って，１相域及び２相域併せて計 67 点の実測値を得た．本混合系に関して得られた PvT 性質の測定結果を，Fig.2.1.1-10 及び Fig.2.1.1-11 の２つの PT 線図上に示す．この 2 つのグラフのプロットは同じデータであるが，図中に描いた等密度線に違いがある． Fig. 2.1.1-10 では，一般に流通している REFPROP 10.0の default 版による計算結果を示しており， 一方で Fig. 2.1.1-11 は HFO1123/HC290 の混合パラメータとして，本プロジェクトの冷媒物性測定データを用いて決定した HFO1234yf/HC290 の混合パラメータを使用した計算結果である．本来であれば，本プロジェクトの結果を用いて， HFO1123/HC290 専用の混合パラメータを決定して計算するのが理想であったが，本レポート作成時（2022 年 10 月末）には間に合わなかった．しかしながら，推算値である混合パラメータを用いた REFPROP 10.0 default 版に比べると，改良版の計算では，特に液側でのデータの再現性は向上していた．推算結果を利用した混合パラ
メータを用いた場合では，混合冷媒の種類によって，一致したり，一致しなかったりという不確定要素は避けられない．結論として，実測データに基づいた最適化検証は必要不可欠であるといえる．
HFO1123/HC290[80/20 mass%]の飽和密度の測定では，メニスカスの消滅観察により飽和蒸気密度 4 点，
飽和液密度 5 点，臨界密度のごく近傍 1 点の実測値を得た．また，等密度線の折れ曲がりから 5 点の飽和密度を決定した．両成分物質の気液共存曲線及び REFPROP 10.0 から計算される気液共存曲線とともに，測定結果を Fig. 2.1.1-12 に示した． 図中の青色の曲線が REFPROP 10.0 default の気液共存曲線の計算結果であり，オレンジの曲線が HFO1123/HC290 系に，HFO1234yf/HC290 の混合パラメータを適合させた計算結果である．後者の方が実験データに近い挙動を示し，改善されていることがわかる．
HFO1123/HC290[80/20 mass%]混合冷媒の臨界点は，メニスカスの消滅位置及び臨界タンパク光による着色の様子から Tc=334.914 K、Pc=4392 kPa、c=402 kg m-3 と決定した．この２成分系混合冷媒の臨界定数の実験報告も今まで行われていない．REFPROP 10.0 に示されている臨界定数は Tc=332.44 K、Pc=4353
kPa、c=395kg m-3 であり，臨界温度で約 2.5K，臨界圧力で 39 kPa, 臨界密度で 7 kg m-3 の差があった．
Fig. 2.1.1-12 には，本混合系の臨界軌跡も予測値として示しておいた．

Fig. 2.1.1-12 Vapor-liquid coexistence curve of HFO1123/HC290 blends.
Blue coexistence curve is the REFPROP 10.0(default) calculation. Orange
coexistence curve is the REFPROP 10.0 calculation modified by this project.
In this figure, critical locus is also indicated.

14

2.1.1.5 ３成分系混合冷媒 HFO1123/HC290/HFO1234yf の熱力学性質
次世代冷媒の開発においては，地球温暖化係数 (GWP) が低いことが最大の条件となっているが，この条件以外にも，安全性の確保，燃焼性の低減対策も重要である．2.1.1.4 項で新たに評価を行った２成分系混合冷媒 HFO1123/HC290 は，HFO1123 の不均化反応対策が成功したと考えられる混合系であるがA2 冷媒である HFO1123 に A3 冷媒の HC290 を混合するので，燃焼性問題は解決していない．この対策として，冷媒の視点で考えれば，HFO1123/HC290 系に燃焼性の低い冷媒を第 3 の冷媒として混合する
こ と が 考 え ら れ る ． そ こ で ， 今 回 は A2L 冷 媒 で あ る HFO1234yf を 加 え た ３ 成 分 系 混 合 冷 媒
HFO1123/HC290/HFO1234yf の評価に着手した． HFO1234yf も実際は特定不活性ガスであり，完全な不燃冷媒ではないが，入手性の良さを考慮して選択した．
測定した組成については，HFO1123/HC290/HFO1234yf に対して，(a) 48/12/40 mass%, (b)32/8/60 mass%の２種類を選んだ．なお，測定途中で HFO1123 のサンプルが不足し，追加の供給が間に合わず，飽和
密度及び臨界点の決定に関しては，本レポートでは間に合わなかった．
３成分系混合冷媒 HFO1123/HC290/HFO1234yf [48/12/40 mass%]に関しては，温度 305 K〜400 K，圧力
1650 〜 6888 kPa，密度 88 kg m-3〜804 kg m-3 の範囲で PvT 性質を測定し，5 本の等密度線に沿って，１
相域及び２相域併せて計 55 点の実測値を得た．本混合系の PvT 性質の測定結果を Fig.2.1.1-13 の PT 線
図上に示す．プロットは実測値であり，Fig.2.1.1-13 内の実線は REFPROP 10.0 から計算される等密度線を示している．この混合系に関しても，前項で説明した通りで HFO1123/HC290 の混合パラメータは未確定であり， HFO1234yf/HC290 の混合パラメータを用いて計算している． Fig. 2.1.1-13 で判断する
限りでは，実験値と計算値との再現性は悪くないと判断できる．今後，気液平衡データが出揃った時点
で，混合パラメータを決定できれば，さらに精度の向上が期待できるだろう．
３成分系混合冷媒 HFO1123/HC290/HFO1234yf[32/8/60 mass%]に関しては，温度 305 K〜400 K，圧力
1387 kPa〜 6888 kPa，密度 101 kg m-3〜804 kg m-3 の範囲で PVT 性質を測定し，5 本の等密度線に沿って，１相域及び２相域併せて計 56 点の実測値を得た．本混合系の PVT 性質の測定結果を Fig.2.1.1-14 のPT 線図上に示す． Fig. 2.1.1-14 を Fig. 2.1.1-13 と比較すると，若干実測値と計算値の一致が，特に液側の等密度線でずれがあるように見える．前述したように，現時点では混合パラメータの最適化が完全ではないので，組成の違いが現れたのではないかと考えている．

R1123+R290+R1234yf [32/8/60]

R1123+R290+R1234yf[48/12/40]
804 kg/m3

7000

701 kg/m3

804 kg/m3

7000

696 kg/m3

6000

6000
199 kg/m3

5000

P / kPaP / kPa

5000
153 kg/m3

R290

4000
R1234yf

R1123

3000

88 kg/m3

2000

201 kg/m3

R1123
R290

4000

148 kg/m3

3000

101 kg/m3

2000
R1234yf

1000
300

320

340

360

380

1000
300

400

T/K
R1123
R290
R1234yf
Critical Point
r=88 kg/m3

Fig. 2.1.1-13

r=88(REF)
r=153 kg/m3
r=153(REF)
r=199 kg/m3
r=199(REF)

320

340

360

380

400

T/K
r=701 kg/m3
r=701(REF)
r=804 kg/m3
r=804(REF)

R1123
R290
R1234yf
Critical Point
r=101 kg/m3

PvT property measurements ofFig. 2.1.1-14

r=101(REF)
r=148 kg/m3
r=148(REF)
r=201 kg/m3
r=201(REF)

r=695 kg/m3
r=695(REF)
r=804 kg/m3
r=804(REF)

PvT property measurements of

HFO1123/HC290/HFO1234yf [48/12/40 mass%].

HFO1123/HC290/HFO1234yf [32/8/60 mass%].

Solid line is the isochores drawn by REFPROP 10.0.

Solid line is the isochores drawn by REFPROP 10.0.

15

参考文献
1)

R. Akasaka, S. Fukuda, K. Miyane, and Y. Higashi: J. Chem. Eng. Data, 67, 346(2022).

2)
3)
4)
5)

R. Akasaka, Y. Kayukawa, and Y. Higashi: Int. J. Thermophys., 43:159, (2022).
迫田直也, 東 之弘: 2019 年度日本冷凍空調学会年次大会講演論文集,東京, D144(2019).
N. Sakoda, Y. Higashi, and R. Akasaka: J. Chem. Eng. Data, 66, 734(2021).
迫田直也, 東 之弘: 第 39 回日本熱物性シンポジウム講演論文集, 名古屋, B311(2018).

6)

N. Sakoda and Y. Higashi: J. Chem. Eng. Data, 64, 3983(2019).

7)

東 之弘，宮根こず恵: 2022 年度日本冷凍空調学会年次大会講演論文集,岡山, A114(2022).

8)

H. Miyamoto, T. Saito, N. Sakoda, U. Perera, T. Ishii, K. Thu and Y. Higashi: Int. J. Refrig., 1198, 340(2020).

9)

Y. Higashi, N. Sakoda, Md. A. Isram, Y. Takata, S. Koyama, and R. Akasaka: J. Chem. Eng. Data, 63(2). 417 (2018).

10) U. A. Perera, K. Thu, N. Sakoda, K. Miyane, and Y. Higashi: J. Chem. Eng. Data, 67. 2182(2022).
11) U. A. Perera, K. Thu, T. Miyazaki, N. Sakoda and Y. Higashi : presented at 21th Symposium on Thermophysical Properties, Boulder,
USA (2021, June).
12) N. Sakoda and Y. Higashi: presented at 21th Symposium on Thermophysical Properties, Boulder, USA (2021, June).
13) N. Sakoda and Y. Higashi: presented at 6th IIR Conference on Thermophysical Properties and Transfer Processes of Refrigerants(TPTPR2021), Vicenza, Italy, (2021, Sept.)
14) R. Akasaka, Y. Kayukawa, and Y. Higashi: Int. J. Thermophysics, 43:159 (2022).
15) K. Kitabatake, H. Ishimaru, N. Sakoda, and Y. Higashi: Presented at 13 th Asian thermophysical Properties Conference, OS17-203, Sendai, Japan(2022, Sept.)16) R. Akasaka, S. Fukuda, K. Miyane, and Y. Higashi: J. Chem. Eng. Data, 67, 346(2022).
17) Y. Higashi, Y. Kabata, M. Uematsu, and K. Watanabe: J. Chem. Eng. Data, 33(1), 23(1988).
18) Y. Higashi and R. Akasaka: Proc. 16th Int. Refrigeration and Air Conditioning Conference, Purdue, USA(2016).
19) R. Akasaka: Proc. 11th Asian Thermophys. Prop. Conf., Yokohama, Japan (2016).

2.1.2 気液平衡性質
気液平衡性質測定について、富山県立大学（2.1.2.1 項）および九州大学（2.1.2.2 項）の成果を、以下に報告する。参考文献は、まとめて 2.1.2.2 項以降に添付する。
2.1.2.1 気液平衡性質（富山県立大学）
富山県立大学では㈱AKICO 製の再循環型気液平衡性質測定装置 1,2)およびベローズ変容法式気液平衡
性質測定装置 3)を用いて，各種混合系冷媒の気液平衡性質（沸点・露点圧力，飽和液体密度）および付随する PTx 性質の測定を行った．再循環型気液平衡性質測定装置は，気液平衡性質の測定方法の一種
で，試料採取時に圧力変動等による平衡破壊が少なく，実測値の信頼性が高いことが特徴である．Fig.
2.1.2-1 に装置概略図 1)を示す．装置は(a)試料再循環部，(b)膨張部，(c)GC 部，および(d)その他試料充填用圧入機および真空排気部を含んでいる．試料循環部(a)は 380 cm3 の光学セル A と 2 系統の循環ループから構成されている．各ループは気液境界面（メニスカス）を人工的に再現するもので，1.気→液，および 2.液→気の循環を行っている．循環はピストンタイプの送液ポンプ D により行われている．データ
不良の原因となる液滴および気泡の発生を防ぐための工夫が施されている．循環が平衡状態になったことを BenchVue（Keysight Technologies 社製）の出力画面等で確認したのちに，各循環のサンプルを微量はさみとる．系全体を液体恒温槽内に設置し，熱媒体（水）の温度を白金抵抗温度計およびブリッジ回
路 F201（株式会社チノー製）で計測・制御している．また，光学セル内の圧力は，水晶発振式圧力計 31K101（Paroscientific 株式会社製）で測定している．一方，膨張部(b)では，ガスクロマトグラフで組成解析を正確に行えるよう，(a)ではさみとった微量のサンプルを 100 ℃で完全にガス化するとともに，He(純度 99.999 vol%)と均一に混合させる．(a)と同じく 2 つのループより構成されている．その後，各ループよりサンプルを 6 方弁で瞬間的に挟み取り，ガスクロマトグラフ GC-3200 (ジーエルサイエンス株式会
社製，TCD type)(c)内のキャピラリーカラム PoraPLOT Q (アジレント・テクノロジー株式会社製)に送り

16

こむ．カラムは長さ 25 m，内径 0.53 mm，膜厚 20 µm の仕様で，この中で試料の各成分は粘性率の違い
により徐々に分離されていく．出口部の到達時間が物質の種類を，検出値の強度が量を示すことにより，
GC の出力する V-t 線図から物質の面積分率（area%）が得られる．この数値と，別途作成した検量線から，組成（mol%）を得る．なお，試料は試料充填部(d)において，ピストンシリンダー式ガス圧入機によって(a)の光学セル内に各成分を個別に充填して作成する．シリンダーは 300 cm3，圧縮比 4 であり，圧縮を停止する圧力を決められる安全装置が備わっている．
P5
V27

P
V28

L
V32

H

V30
V26

P

P6
V31

V19

V20
V21

V34

P

J

V29

P1

V33

F

V13

V14

P

P

P2

P3

V9

E

V22

M

M

M N I

V23

V11

V2

V1

V17

K

V4

D

G.C.

O

V3
V16

I

VV3

O

V8
V18

D K
V5

H

VV1

D
V6

G

I

V15

D

V10

V24

P

K

P4

V7
V25

C

Q

A

Q

VV2

R

O
B

E

E

R
S

T

(A) Liquid thermostat bath(B) Air thermostat bath(C) Optical cell(D) Circulation pump(E)Platinum resistancethermometer(I) Safety valve(J) Vacuum pump(K) Expansion vessel(L) Sample container(M) Stirror(N) Pressure gauge(Q) Heater(R) PID controller(S) Digital multimeter

Fig. 2.1.2-1 Recirculation-type vapor-liquid equilibrium apparatus.
本装置の GC 部における校正に際しては，全ての 2 成分系混合物について本研究，九州大学，および長崎大学にて取得した検量データより，以下の検量式，Eq. 2.1.2-1 を作成した．これに基づき，ガスク
ロマトグラフによる計測値（area%）から，試料の組成（mol 分率）を算出した．
Mcomp 1 = Acomp 1 + a × Acomp 1 (1-Acomp 1)(2.1.2-1)

一例として，HFC32/HFO1123 および HFC32/HFO1234yf 混合系の検量データおよび検量式からの計算
値の分布状況を，Fig. 2.1.2-2 に示す．これにより，組成計測値の信頼性を確保している．
100
1.0

Mass fraction of R1234yf

Mass fraction of R1123

1
0.8
0.6
0.4
0.2

80
0.8
60
0.6
40
0.4
20
0.2
0
0.0

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

00.0

1

0.2
20

0.4
40

0.6
60

0.8
80

1.0
100

Area fraction of R1234yf

Area fraction of R1123（a）R32/R1123 mixtures（b）R32/R1234yf mixtures

Fig. 2.1.2-2 Distributions of the calibration data．◇：Toyama prefectural University, 〇：Kyusyu University.

17なお，本測定装置の測定不確かさは，拡張不確かさにおける包含係数を k=2 とした結果として，温度0.03 K，圧力 0.60%，および組成 0.51 mol%である．不確かさのバジェット表を Table 2.1.2-1 に示す．
Table 2.1.2-1

Expanded uncertainties (k = 2) and uncertainty sources for the measurements in the present work
For the temperature measurements
uT,1temperature fluctuation
0.01 K
uT,2
uncertainty of the sensor
0.01 KUT
Expanded Uncertainty
0.03 KFor the pressure measurements
uP,1
uncertainty of the sensor
0.28%
uP,2
uncertainty of the dynamic strain measuring 0.11%
instrument
UP
Expanded Uncertainty
0.60%
For the composition measurements
ux,1
repeatability of the GC data
0.214 mol%ux,2uncertainty regarding the present calibration factor
0.136 mol%Ux,isopentane Expanded Uncertainty
0.51 mol%

続いてベローズ変容法式気液平衡性質測定装置について述べる．本装置の原理は変容積法であり，温度範囲 280 K～600 K，圧力範囲～30 MPa までの範囲における，気液平衡性質および付随する PTx 性質の精密測定が実施できる．本装置の装置図を，Fig. 2.1.2-3 に示す．本測定では，あらかじめ質量および混合比を別容器にて調合・計測した試料を作成し，この容器をベローズ容器 A に接続した上で，温度差（⊿T=200 ℃程度）にてベローズ内に試料を充填し，容器の充填前後の質量および充填後の残存試料の組成のガスクロマトグラフによる計測結果から，ベローズ内における試料質量および組成を確定する．
その後，任意温度および圧力に試料の状態を制御した上で，試料の体積を分解能 0.2 μL で制御・計測
する．密度は試料質量と計測体積とから算出する．これにより，PTx 性質が高精度に解明できる．計測
値は等温線上で取得できることから，注意深く減圧方向に計測し，飽和状態における等温線の屈折点から，気液平衡性質（沸点および飽和液体密度）を得る．取得した計測値の P線図上における分布状況は後に示す．なお，本研究における測定精度は，拡張不確かさ（k=2）として，温度測定について 3 mK，圧力測定について，1.43 kPa (P ≤ 7 MPa)および 0.06% (7 MPa < P ≤ 30 MPa)，および密度測定について
0.11%である．
(A) Pressure vessel andBellows(B) Platinum resistancethermometer(C) Thermometer bridge(D) Magnescale(F) Difference transformer(G) Data logger(H) PID controller(I) Thyristor regulator(K) Sub heater(L) Main heater(M) Cooler(N) Vacuum pump(P) Electric pump(R) Pressure gauge(U) Safety valve
Fig. 2.1.2-3 Bellows variable volumometer type vapor-liquid equilibrium property measurement apparatus.

18

本研究における成果を，Table 2.1.2-2 にまとめる．特に HFC32/HFO1234yf/HFO1123 混合系について
は，構成する 3 種類の 2 成分系および 3 成分系混合物について，計 621 点の実測値を得，原著論文 10-13)として公表した．以下に詳細について報告する．
Table 2.1.2-2 Present measurement data for the binary and ternary mixtures
Mixtures
Temperatures(K)Pressures(MPa)
Data points
10)
HFC32/HFO1123
300-330
2.1-4.4
22
HFC32/HFO1234yf11)
300-330
1.0-2.9
56
12)
HFO1234yf/HFO1123
300-330
1.0-3.3
116
HFC32/HFO1234yf
303-328
1.9-3.2
32（Pbub, Pdew）
Same as/HFO1123(1) 13)7（’）AMOLEA
150Y4,5
HFC32/HFO1234yf
278-328
0.9-6.4
53（Pbub, Pdew）
Other/HFO1123(2) 13)
compositions
14（’）
303-333

1.8-3.9321（PTx）
30（Pbub, Pdew）

HFO1123/CF3I
HFO1123/HC290

measuring

303-333

はじめに 2 成分系混合物 HFC32/HFO1123, HFC32/HFO1234yf，および HFO1123/HFO1234yf の測定結果を報告する．本研究では，これらの 2 成分系について，温度 300 K～330 K，圧力 1.0～4.4 MPa，およびモル分率 0.1～0.9 の温度・圧力・および組成域における，信頼性の高い沸点および露点圧力の測定値を得た．本実測値の Px 線図上における分布を Figs. 2.1.2-4～6 に示す．また参考として，Figs. 2.1.2-7～9 に，最新の REFPROP 10.0（Kuntz-Wagner 混合則）からの沸点および露点の相対圧力偏差を示す．最新の REFPROP 10.0 は今回初めて得られた各実測値に回帰されていないために，一部の混合系について顕著な偏差が見られる．この偏差の妥当性を検証するために，修正 Peng-Robinson 状態方程式による本実測値への相関を試みた．本研究で相関した修正 Peng-Robinson 状態方程式を，以下の Eqs. 2.1.2-2～7 に
示す．
𝑅𝑇

𝑎

(2.1.2-2)

𝑃 = 𝑉 −𝑏 − 𝑉 (𝑉 +𝑏)+𝑏(𝑉 −𝑏)
m

m

m

m

ここで

𝑎i = 0.45724𝛼i

2
𝑅 2 𝑇ci𝑝ci

𝑏i = 0.07780

𝑅𝑇ci(2.1.2-3)𝑝ci𝑇𝑇
𝛼i (𝑇) = [1 + 𝑐1 (1 − √ ) + 𝑐2 (1 − √ )
𝑇C
𝑇C

2

3 2
𝑇
+ 𝑐3 (1 − √ ) ]𝑇C(2.1.2-4)使用した混合則は下記の通りである．

𝑎 = ∑i ∑j 𝑥i 𝑥j 𝑎ij(2.1.2-5)

𝑎ij = (1 − 𝑘ij )√𝑎i 𝑎j(2.1.2-6)

𝑏 = ∑i 𝑥i 𝑏i(2.1.2-7)

19

Table 2.1.2-3 Parameters of the modified Peng-Robinson equation of state
C1
C2
C3
kij
HFC32
0.85
-0.92
3.0
HFO1234yf
0.83
-0.77
2.7
HFO1123
0.78
-1.00
5.3
HFC32/HFO1234yf
0.042
HFC32/HFO1123
0.039
HFO1123/HFO1234yf-0.006
4.5

P / MPa

330 K
なお，各パラメータを Table 2.1.2-3 に示す．本式からの計算結果は，上記の偏差図 Figs. 2.1.2-7～9に4.0
実線（沸点）および破線（露点）としてプロットしており，良好に相関できていることがわかる．本式
320 K
3.5
に採用している混合則は単純な Lorentz-Berthelot 混合則であり，パラメータは各成分系混合物について
1 つのみである．故に各偏差図から，本実測値が熱力学的に無理の無い組成挙動を示していることがわ
3.0
310 K
かる．なお，Akasaka and Lemmon は本実測値を入力値として，新たなHelmholtz
関数型状態方程式（以
2.5
300 K
下 Akasaka and Lemmon 式と略記）を開発した．このモデルは REFPROP の次期バージョンへの実装が内2.0定している．一例として Akasaka and Lemmon 式からの偏差を Fig. 2.1.2-10 に示す．良好に相関された結1.5
果，信頼性が向上していることが確認できる．

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

xR1123, yR1123
4.5

3.5

330 K

4.0

313 K

3.0
320 K

3.0

310 K

P / MPaP / MPa

3.5

2.5
300 K

2.0
1.5
0.2

0.4

0.6

0.8

303 K

2.0

293 K

1.5
4.0
1.0
3.5

283 K

0.5
3.0

1
P / MPa0

2.5

xR1123, yR1123
3.5

273 K330 K

320 K

0

0.2

2.5

0.4

0.6

0.8

xR1123, yR1123

1
310 K

2.0

300 K

P / MPa

313forK HFC32/HFO1123 binary mixtures. (◆◇) Toyama prefecturalFig. 2.1.2-43.0Distribution of the present VLE data
1.5
university, (●○) Kyushu university, (― --) bubble and dew point pressure values from the Akasaka model4)
2.5
303 K
1.0
calculated with the REFPROP 10.05) software package. The left figure shows measured data at temperature values
0.5
2.0
293 temperature,
K
that were close
to the integer values in absolute
whereas
the
shows
data
0.0
0.2right figure
0.4
0.6
0.8 at temperature
1.0
283
K
x
,
y
1.5
R32 R32
values that were close to the integer values in degrees Celsius.
273 K
330 K

4.0
1.0

313 K

2.0

0.2

0.4

0.6

0.8

3201 K

303 K

xR1123, yR1123

2.5

P / MPaP / MPa

3.5
0.5
3.0 0

2.5

310 K

2.0

300 K

1.5
293 K

1.0

283 K

1.5
0.5

1.0

0.5

0.0

0.0

0.2

0.4
0.6
xR32, yR32

0.8

1.0

0.0

0.2

0.4
0.6
xR32, yR32

0.8

1.0

2.5

P / MPa313 Kfor HFC32/HFO1234yf binary mixtures. ( ◆ ◇ ) Toyama
Fig. 2.1.2-5 Distribution of the present VLE data
2.0
prefectural university, (●○) Kyushu university, (＊, -, +) Literature data, (― --) bubble and dew point pressure
303 Kvalues from1.5the Akasaka model6) calculated with the REFPROP 10.05) software package.
293 K

1.0
0.5

283 K

20

1.0
0.5
0.0
0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

0.8

1.0

4.5

4.5

4.0

4.0

3.5

3.5

3.0

3.0
P, MPaP, MPaxR1234yf, yR1234yf

2.5
2.0

2.5
2.0

1.5

1.5

1.0

1.0

0.5

0.5

0.0

0.0
0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

0.0

1.0

0.2

0.4

0.6

xR1234yf, yR1234yf

xR1234yf, yR1234yf

4.5
Fig. 2.1.2-6
Distribution of the present VLE data for HFO1123/HFO1234yf binary mixtures. (◆◇) Toyama
prefectural4.0
university, (― --) bubble and dew point pressure values calculated with the REFPROP 10.05) software
package. 3.5

-2

0.5

T = 270 K

-3

0.2

0.4
0.6
0.0
xR1123
0.0

0.8

1.0

0.2

1
0
-1
-2

T = 290 K
0.0

0.5

0.6xR1123

0.02

0.02

0.01

0.01

yexp-ycal-0.01

T = 270 K
0.0

0.2

0.4

xR1123

0.6

0.8

-1
-2

T = 300 K
0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

0.6

0.8

1.0

0.4

0.6

0.8

1.0

xR1123

0.00-0.01

T = 300 K
0.0

xR1123

0.2

0.01

0.00

-0.02
0.4

T = 330 K

-3

0.02

T = 290 K
0.2

-2

1.0

-0.01

0.0

0
-1

xR1123

0.01

0.00

1

0.0

0.02

-0.02

1.0

0

1.0

-0.01

-0.02

2

1

1.0

0.8

xR1234yf, yR1234yf

0.00

3

2

-3

-3

0.4

3

100(Pexp-Pcal)/Pcal %

1.0

-1

2

yexp-ycal

03100(Pexp-Pcal)/Pcal %

1.5

1

0.0

yexp-ycal

2.0

2

yexp-ycal

100(Pexp-Pcal)/Pcal %32.5100(Pexp-Pcal)/Pcal %P, MPa

3.0

0.2

0.4

xR11230.6

0.8

T = 330 K

-0.02
1.0

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

xR1123Fig. 2.1.2-7 Deviation plots of the present VLE data for HFC32/HFO1123 binary mixtures using the Akasakamodel4). (◆◇) Toyama prefectural university, (●○) Kyushu university, (― --) bubble point pressure and vapor
phase mole fraction values from the present Peng-Robinson equation of state modified by Mathias and Copeman7).
The baseline represents values from the Akasaka model4) calculated with the REFPROP 10.05).

21

100(Pexp-Pcal)/P100(Pexp-Pcal)/Pc

2
1
0
-1
-2
-3
-4
0.0

0.2

0.4

0.6

xR32

4
3
2
1
0
-1
-2
-3
-4

0.2
0.2

0.8
0.8

0.4

0.6

0.8

1.0

0.6
0.6

0.8
0.8

1.0
1.0

0.8

1.0

0.8

1.0

xR32

1.0

1.0
1.0

4
4
3 T = 310~313 K
T = 330~333 K
23
12
01
-10
-1
-2
-2
-3
-4
-3
0.2
0.4
0.6
-40.0
0.0
0.2
0.4 xR32 0.6

100(P
exp
cal％
100(P
exp
-P-P
calcal
)P)/P
cal％

0.4
0.6
0.4 xR320.6

T = 320~323 K

0.8

0.2

4
4
K
3 TT==293
310~313 K
3
2
2
1
1
0
0
-1
-1
-2
-2
-3
-3
-4
-4
0.0
0.2
0.4
0.0
0.2
0.4

xR32
xR32

100(P
exp-P
cal
calcal
％％
100(P
exp
-P)/P
cal)P

100(P
exp-Pcal)/Pcal％
100(Pexp-Pcal)/Pcal％

100(Pexp-Pcal)/Pcal％

0.6

xR32
xR32
4
4 3 T = 300~303 K
T = 320~323 K
3

2
21
10
0-1
-1-2
-2-3
-3-4
-4 0.0
0.0

0.0

1.0

100(P
exp-Pcal)/Pcal％
100(Pexp-Pcal)/Pcal％

44
T == 283
300~303
K
K
33 T
22
11
00
-1
-1
-2
-2
-3
-3
-4
-4
0.0
0.2
0.4
0.0
0.2
0.4

0.8

2
1
0
-1
-2
-3
-4

xR32

4
3
2
1
0
-1
-2
-3
-4

T = 330~333 K

xR32100(Pexp-Pcal)/Pcal％

Fig. 2.1.2-8 Deviation plots of the present VLE data for HFC32/HFO1234yf binary mixtures using the Akasakamodel (with the vapor-liquid equilibrium properties calculated using the REFPROP ver. 10.0 software program).
(◆◇) Toyama prefectural university, (●○) Kyushu university, (＊, -, +) Literature data, (― --) bubble point anddew point pressure values from the present Peng-Robinson equation of state modified by Mathias and Copeman7).
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
6) calculated
0.0
0.2 with
0.4 the0.6REFPROP
0.8
1.0 10.05).
The baseline represents values fromthe Akasaka
model
x
xR32

10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10

T=300.00~303.15 K

0.0

0.2

100(Pexp-Pcal)/Pcal%

100(Pexp-Pcal)/Pcal%

R32

0.4

0.6

0.8

1.0

10
T=310.00~313.15 K
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10
0.0
0.2
0.4

10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10

T=320.00~323.15 K

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

0.6

0.8

1.0

xR1234yf

100(Pexp-Pcal)/Pcal%

100(Pexp-Pcal)/Pcal%

xR1234yf

0.6

0.8

10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10

T=328.15~330.00 K

0.0

1.0

0.2

0.4

xR1234yfxR1234yf

100(Pexp-Pcal)/Pcal%

Fig. 2.1.2-9 Deviation plots of the present VLE data for HFO1123/HFO1234yf binary mixtures using the REFPROP
ver. 10.05). (◆◇) Toyama prefectural university, (― --) bubble point and dew point pressure values from the present
Peng-Robinson equation of state modified by Mathias and Copeman7). The baseline represents values calculatedwith the REFPROP 10.05).
10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10

Nishida(2020)
Saito(2018)

T=328.15~330.00 K

0.0

0.2

0.4

xHFO1234yf

0.6

0.8

1.0

Fig. 2.1.2-10 Deviation plots of the present VLE data for HFO1123/HFO1234yf binary mixtures from Akasaka andLemmon model8). (●〇, ▲△) Toyama prefectural university.

22

続いて，3 成分系混合物 HFC32/HFO1234yf/HFO1123 の測定結果を報告する．はじめにベローズ変容
法式気液平衡性質測定装置で測定した結果を，Fig. 2.1.2-11 に示す．
PρTx

323.15 K
313.15 K
328.15 K
303.15 K
283.15 K

323.15 K

2.5

3

278.15 K

313.15 K

2liquid phase303.15 K

4313.15 K

328.15 K

two phase region

303.15 K
293.15 K

323.15 K

328.15 K

P / MPaP / MPaPρTx

3.5

293.15 K

328.15 K

3

4

liquid phasetwo phase region

3.5

PρTx

liquid phase313.15 K
303.15 K

328.15 K

two phase region

323.15 K

293.15 K
283.15 K
278.15 K

283.15 K
278.15 K

323.15 K

328.15 K

3

323.15 K

2.5

P / MPa4
3.5

313.15 K2

303.15 K

2.5
313.15 K2
303.15 K

293.15 K

1.5

293.15 K

1.5

283.15 K1

1.5
273.15 K

1

0.5
750

850

950

ρ / kg・m-3

1050

1150

283.15 K
278.15 K

1
0.5

0.5

650

293.15 K

283.15 K

278.15 K

650

750

850

950

ρ / kg・m-3

R32/R1234yf/R1123[0.335/0.331/0.334]

1050

650

1150

750

R32/R1234yf/R1123[0.197/0.304/0.499]

850

950

ρ / kg・m-3

1050

1150

R32/R1234yf/R1123[0.198/0.400/0.402]

Fig. 2.1.2-11 Distribution of the present VLE and PTx property data for HFC32/HFO1234yf/HFO1123 ternary
mixtures. (◆◇) Toyama prefectural university, ‐‐‐‐, linear expression regressed based on the measured values ofeach isotherm; —, values of the saturated liquid densities calculated from the Akasaka and Lemmon model8).

Bellows method:

R1123◆, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.335, 0.331, 0.334)◆, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.197, 0.304, 0.499)◇, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.198, 0.400, 0.402)
VLE property apparatus:●, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.638, 0.201, 0.161)●, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.232, 0.673, 0.095)●, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.312, 0.133, 0.555)○, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.320, 0.306, 0.374)
R32

R1234yf

200
150
100
50
0
-50
-100
-150
-200

Pbub

270

Baseline : The Akasaka and Lemmon model

290

310

100(Pexp - Pcal)/Pcal ％Pexp - Pcal / kPa

Fig. 2.1.2-12 Composition distribution map of the present measurements. ◆●, compositions of the present data;—, the case where the composition of R32 is fixed; ‐‐‐‐, the case where the composition of theR1234yf/R1123 binary system is fixed.
10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10

Pbub

270

330

Baseline : The Akasaka and Lemmon model

290

310

330

T/K

T/K

Fig. 2.1.2-13 Absolute (left) and relative (right) pressure deviation plots of the present bubble-point pressures by
the bellows method from the Akasaka and Lemmon model8) (with the vapor–liquid equilibrium properties
calculated using the REFPROP ver. 10.05) for R32/R1123/R1234yf ternary mixtures). ◆, (xR32, xR1234yf, xR1123) =(0.335, 0.331, 0.334); ◆, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.197, 0.304, 0.499); ◇, (xR32, xR1234yf, xR1123) = (0.198, 0.400,
0.402); ‐‐‐‐, values from the REFPRO P ver. 10.05).
図中の PTx 性質実測値を結んだ破線は各等温線を示しており，沸点における屈折点から，沸点圧力
および飽和液体密度が解明できる．一方，再循環型気液平衡性質測定装置を用いた測定も，併せて実施
23

100(Pexp-Pcal)/Pcal, %した．本研究で実施した 3 成分系に関する測定結果の組成分布を，Fig. 2.1.2-12 に示す．また，本研究で得た 2 成分系混合物の実測値に回帰された最新の Akasaka and Lemmon によるバイナリパラメータを含んだ 3 成分系に関する気液平衡性質推算値（図中 Akasaka and Lemmon model と略記，REFPROP の次期バージョンへの実装が内定）からの相対圧力偏差を，Fig. 2.1.2-13 に示す．同図には REFPROP ver. 10.0
（2018 年発売）からの計算結果も併せてプロットしたが，新たな Akasaka and Lemmon 式からは，最大で約 6％の相対偏差を示している．この結果から，2 成分系に関する状態方程式の再現性が向上したことが，3 成分系モデルの熱力学性質への再現性向上にも貢献できたと，評価できる．
なお，2021 年度からは，HFO1123/CF3I 混合系および HFO1123/HC290 混合系の測定を実施した．はじめに HFO1123/CF3I 混合系の測定結果を，Fig. 2.1.2-15 に示す．
5

Bubble point
Dew point

4

0
-5

-10

30 ℃

-15

Bubble Point
Dew Point

-20

3

-25
0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

xHFO1123

2
5

1
0
0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

100 (Pexp-Pcal)/Pcal , %P, MPa

5

0
-5
-10

40 ℃

-15

Bubble Point
Dew Point

-20
-25

0.0

xCF3I

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

xHFO1123

Fig. 2.1.2-15 Deviation plots of the present VLE property data versus estimated values by the REFPROP ver.
10.05) (including the equation of state for CF3I by Akasaka9)). ●,■; This work (bubble and dew point pressures)，― , ----; modified Peng-Robinson equation of state (Right figures).
HFO1123/CF3I 混合系については，温度 30～60 ℃において計 30 点の実測値を得た．左図の曲線および右図のベースラインは，CF3I に関する Akasaka9)の式[preliminary version]を用いて REFPROP 10.05)で推算させた値であるが，REFPROP に予め設定してある 2 成分系混合物に関する相関パラメータが未修正であるため，実測値と推算値との間に，顕著な差異が確認できる．また，右図の相対圧力偏差図では，
本研究で相関した修正 Peng-Robinson 状態方程式からの計算結果との良好な相関結果も，確認できる．
CF3I 低組成の実測値しか取得できていない状況ではあるものの，修正 Peng-Robinson 状態方程式の混合則パラメータは 1 つしかなく，CF3I 高組成側の計算結果には修正の余地がないことから，追加測定を実施した場合には恐らく同様の負に大きな相対圧力偏差を有する実測値が得られるものと，推察される．
このまま CF3I の混合比を増やした測定を追加していく予定であったが，本測定終了後に再循環型気液
平衡性質測定装置の光学セルの窓部が白く曇ってしまい，測定の継続が困難となった．そのため，以後の CF3I 高組成側および CF3I 純物質の測定を中止すると共に，再循環型気液平衡性質測定装置およびベローズ変容法式気液平衡性質測定装置の試料系全体の分解洗浄を，実施した．
その後，本研究では両装置の校正実験を再度実施した上で，2022 年度からは HFO1123/HC290 混合系の測定に移行している．これまでに，2 種類の組成についての気液平衡性質実測値が，取得できている．
引き続き本測定を継続し，既存の Helmholtz 関数型状態方程式との体系的な比較・検討にも繋げたいと，考えている．
2.1.2.2 気液平衡性質（九州大学）
九州大学では，循環法を基本として，混合冷媒の気液平衡を比較的低温域となる 263～323 K の温度について測定を行った．実験装置を Fig. 2.1.2-16 に示す 10)．本測定装置では，内容積 265 cm3 の平衡セル(A)内に混合系の試料を気液二相域の状態で充填し，温度を一定にした後，平衡圧力を測定するとともに，気相と液相の各相から試料を少量採取し，ガスクロマトグラフ(Q)を用いて採取試料の組成を測定することで，混合冷媒の気液平衡状態[温度 T，圧力 P，液相のモル組成 x, 気相のモル組成 y]を明らかにする．平衡セルには，気液二相の平衡状態であることを確認するため，ガラス窓が取り付けられており，
24

メニスカスが観察できるようになっている．また，平衡セルには，水晶発振式の圧力センサ(B)，循環ポ
ンプ(V)ならびに六方弁(U)が直接接続されており，測定時には，これらはシリコーンオイルを熱媒とす
る液体恒温槽内に浸される．圧力センサは試料の圧力を不確かさ 2 kPa で精密に測定する．循環ポンプ
は気相の試料を液相に循環させ，試料全体を攪拌する．気相側の試料は平衡セル上方のバルブより気側の採取ボンベに採取し，液相側の試料は，六方弁を用いて採取用の配管に試料を採取した後，液側の採取ボンベに試料を膨張させ完全に気化させる．恒温槽内のシリコーンオイルは，撹拌機(M)により攪拌され，メインヒータ(H)および外部循環型の恒温槽(L)によって大まかに温度を調整した上で，サブヒー
タ(I)の出力を PID コントローラ(J)を用いて制御して，温度を目標温度に一定にする．恒温槽の温度は標
準白金抵抗測温体(E)および精密級測温ブリッジ(D)を用いて，ITS-90 国際温度目盛に準拠した測定を行っており，測定不確かさは 10 mK と見積もられる．ガスクロマトグラフは TCD（熱伝導検出器）にて混合冷媒の成分物質を検出する．予め真空引きした計量管内に採取試料を大気圧にて充填し，キャリアガスであるヘリウムを流して試料を TCD に送りこむことで，成分量に応じたピーク面積が得られる．なお，本研究ではガスクロマトグラフにおける試料の分離に Porapak Q（mesh: 50/80, 長さ: 3 m）カラムを使用した．

A: Equilibrium cell; B: Pressure transducer; C: Digital pressure indicator; D: Thermometer bridge; E:
Standard platinum resistance thermometer; F: Temperature controller; G: Platinum resistancethermometer; H: Main-electric heater; I: Sub-electric heater; J: Temperature controller; K, L:
Circulation bath; M: Stirrer; N, O: molecular pump; P: Auto gas sampler; Q: Gas chromatograph; R,
S: Computers; T: Sample cylinder; U:Hexagon valve; V: Magnetic circulation pump; W: Thermostatic
bath; X: AC/DC converter

Fig. 2.1.2-16 Schematic diagram of the vapor-liquid equilibrium measurement apparatus at low temperatures

Fig. 2.1.2-17～21 に CF3I あるいは HFO1123 を含む 2 成分系の気液平衡測定結果を示す 14, 15)．また，3 次型状態方程式である Peng-Robinson 状態方程式（PR 式）の異種分子間相互作用パラメータ k12 を実測値を基に決定し，状態方程式からの計算結果も示している．なお，本計算はオリジナルの PR 式を用いている．3 次型状態方程式は密度に関する実測値への再現性が低いが，温度，圧力，組成に関する気液平衡については，実測値を良く再現できることが知られている．異種分子間相互作用パラメータを適切に決定することで，3 次型状態方程式は本実測値を良く再現できることが確認された．

25

HFC32/CF3I
323 K

3

323 K

313 K
2

303 K
293 K

303 K
293 K
1

283 K
273 K
263 K

1

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

313 K

2

P / MPaP / MPa

HFC125/CF3I

3

283 K
273 K
263 K

0
0

1

Saturation pressure of CF3I
Present data,
21 mass% HFC32,

Present data,
30 mass% HFC125

50 mass% HFC32,

PR EOS, k12 = 0.1

323 K

4

313 K

3

293 K

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

Saturation pressure of CF3I,

50 mass% HFC125

HFO1123/R290
323 K
313 K

293 K
283 K

0
0

1

273 K
263 K

0.4
0.6
0.8
1
Mole fraction of HFO1123
Saturation pressure of HFO1123
Saturation pressure of R290

Saturation pressure of HFO1123,,

1

Mole fraction of HFO1123
Present data,
30 mass% HFO1123

Saturation pressure of CF3I

2

283 K
273 K
263 K

1

1

303 K

P / MPaP / MPa

303 K
2

0.8

Fig. 2.1.2-18 VLE measurement
results of HFC125/CF3I

HFO1123/CF3I

30.6

PR EOS, k12 = 0.054

Fig. 2.1.2-17 VLE measurement
results of HFC32/CF3I

4

0.4

Saturation pressure of HFC125

Saturation pressure of HFC32,

0.2

Mole fraction of HFC125

Mole fraction of HFC32

0.2

Present data,
68 mol% HFO1123

40 mass% HFO1123,

PR EOS, k12 = 0.01,

46 mol% HFO1123

PR EOS, k12 = 0.091

Fig. 2.1.2-20 VLE measurement
results of HFO1123/R290

Fig. 2.1.2-19 VLE measurement
results of HFO1123/CF3I

26

4

HFO1123/HFO1234ze(E)
323 K

3

313 K

P / MPa

303 K
2

293 K
283 K
273 K
263 K

1

0
0

0.2

0.4
0.6
0.8
1
Mole fraction of R1123
Saturation pressure of HFO1234ze(E)Saturation pressure of HFO1123
Present data,
50 mass% HFO1123,,

40 mass% HFO1123

PR EOS k12 = -0.007

Fig. 2.1.2-21 VLE measurement
results of HFO1123/HFO1234ze(E)

続いて，Fig. 2.1.2-22 に HFC32/HFC125/CF3I および HFC32/HFO1123/CF3I の 3 成分系における 283 K での気液平衡測定結果を示す 16)．3 成分系における PR 式からの計算では，2 成分系における異種分子間相互作用パラメータのみを用いた．3 成分系では，2 成分系と比較し，実測との差がやや大きく現れている．本データはより高精度な Helmholtz 関数型状態方程式のパラメータ決定に際し，組成依存性の再現性を高める上で，非常に有用となる．

〇, △ Present data―, --- Mole fraction calculated with ternary PR-EOS●, ▲ Mole fraction calculated with binary PR-EOS―, Liquid phase and vapor phase pairFig. 2.1.2-22 VLE measurement results of HFC32/HFC125/CF3I and HFC32/HFO1123/CF3I

27

参考文献
1) Y. Nagata, K. Mizutani, H. Miyamoto: J. Chem. Thermodyn. 43(3), pp. 244-247 (2011).
2) H. Miyamoto, Y. Shoji, R. Akasaka, E. W. Lemmon: Int. J. Thermophys., 38(10), pp.157-166 (2017).
3) T. Matsumoto, H. Miyamoto: J. Chem. Thermodyn., 101, pp. 150-156, (2016).
4) R. Akasaka: The 11th Asian Thermophysical Properties Conference (ATPC 2016), Yokohama, Japan (2016).
5) E. W. Lemmon, I. H. Bell, M. L. Huber, M. O. McLinden: REFPROP ver. 10.0, NIST Standard Reference
Database, 23, (2018).
6) R. Akasaka: Fluid Phase Equilib., 358, pp. 98-104 (2013).
7) P. M. Mathias, T. W. Copeman: Fluid Phase Equilib., 13, pp. 91-108 (1983).
8) R. Akasaka, E. W. Lemmon: to be presented at The Sixth IIR Conference on Thermophysical Properties andTransfer Processes of Refrigerants (TPTPR2021), September 1-3, Vicenza, Italy, (2021).
9) R. Akasaka: “Helmholtz free-energy type equation of state for CF3I”, private communication (2021).
10) H. Miyamoto, T. Saito, N. Sakoda, U. Perera, T. Ishii, K. Thu, Y. Higashi: Int. J. Refrig., 119, pp. 340-348(2020).
11) T. Yamada, H. Miyamoto, N. Sakoda, Y. Higashi: Int. J. Thermophys., 41, 167 (2020).
12) H. Miyamoto, M. Nishida, T. Saito: J. Chem. thermodyn., 158, 106456 (2021).
13) H. Miyamoto, Y. Nakamura, K. Minai, T. Yamada: Fluid Phase Equilib., 558, 113440 (2022).
14) N. Sakoda, Y. Higashi, The Sixth IIR Conference on Thermophysical Properties and Transfer Processes ofRefrigerants (TPTPR2021), September 1-3, Vicenza, Italy, (2021).
15) K. Kitabatake, H. Ishimaru, Y. Higashi, N. Sakoda, The 13th Asian Thermophysical Properties Conference(ATPC2022), Sept. 26-30, Sendai, Japan (2022).
16) 石丸寛明, 北畠健太郎, 東之弘, 迫田直也, 2022 年度 日本冷凍空調学会年次大会, 9 月, 岡山 (2022).

2.1.3 高温 PvTx 性質及び定圧比熱
2.1.3.1 高温 PvTx 性質(1) 測定装置
日本大学理工学部では，次世代冷媒の高温域を含む PvTx 性質及び定圧比熱の測定をおこなった．
PvTx 性質の測定に用いた膨張容器を備える等容法の装置 1)を Fig. 2.1.3-1 を示す．

A: Sample cell
B: Expansion cell
C: Pressure sensor
D: Sample bomb
E: Vacuum pump
F: Thermostat oil bath
G: PID controller
H: Stirrer
I: Silicone oil
J: Thermometer
K: Temperature indicator
L: Digital multimeter
M: DC power supplier
N: Digital multimeter
O: PC
V: Valve

Fig. 2.1.3-1 Experimental apparatus for PvTx property measurements based on the isochoric method with a constantvolume vessel and an expansion vessel.
28

Fig. 2.1.3-1 に示す PvT 性質測定装置では，一定の容積を持つ容器に圧力センサが備えられ，任意の充填質量による等密度下で，恒温槽を用いて任意の温度において，圧力を測定する等容法を採用している．
特に圧力センサは，高温域においても測定可能なセンサを用いており，さらに測定前に圧力が調整された窒素ガスを用いてセンサの圧力依存性を校正して使用している．等容法は，試料の充填量を変えることによって，密度が変わり，複数の等密度線に沿ってデータが得られるが，混合冷媒を測定対象とするため，試料の充填する際には，組成比も調整する必要があるが，その操作を少なくし，測定の迅速化や同組成の測定を実現するために膨張容器を備えている．特に，膨張時には高温下になることが多くなる
ため，ベローズ弁を用いて工夫している．圧力センサを備えた圧力容器の容積は約 8cc であるが，実際には，密度が良く知られている HFC134a などの純成分の冷媒を用いて容積を決定し，その温度依存性を考慮している．膨張容器は，約 3cc であり，一度あたりの膨張で，組成比が一定のままで圧力容器内の試料の質量（すなわち密度）を膨張前に比べて約 4 分の 1 程低い値に設定することができる．測定温度
範囲は，323K から 453K であり，圧力は 10MPa までである．なお，この装置と同様で，膨張器を備えない一つの容器からなる等容法の装置も用いて測定をおこなった．その装置では，膨張器を備えないため，密度を変えるごとに試料を調整ならびに充填する必要があるが，充填時に液体窒素で調整した試料を全て測定装置に移動させることが可能なため，混合冷媒で任意の組成比と密度を設定して測定することができる．
(2) 高温 PvTx 性質の測定結果
高温 PvTx 性質の測定は，Table 2.1.3-1 に示すように，純物質については，HCFO1224yd(Z), CF3I [R13I1],
HFO1123 を，2 成分系混合冷媒については，HFO1336mzz(E)/HFO1336mzz(Z), HFO1234yf/HFC32，
HFO1234yf/CO2，HFC32/CO2，HFC32/CF3I, HFO1123/CF3I，HFO1123/HC290, HFO1123/HFO1234yf，3 成
分系混合冷媒については，HFO1234yf/HFC32/CO2 を対象とした．
Table 2.1.3-1 Results of isobaric specific heat capacity measurements of at 25 C, 50 kPa and 101 kPa.
Refrigerant
Composition
Reference
Pure substanceHCFO1224yd(Z)2
CF3I
3
HFO1123
to be published
Binary mixture
HFO1336mzz(E)/HFO1336mzz(Z)43.80/56.20 mass%
to be published
HFO1234yf+HFC32
37.41/62.59 mass%
1, to be published23.29/76.71 mass%
HFO1234yf+CO2
97.38/2.62 mass%
1, to be published
HFC32+CO2
97.25/2.75 mass%
1, to be published
HFC32+CF3I
87.5/12.5 mass%
to be published95.5/4.5 mass%
HFO1123+CF3I
10/90 mass%
to be published
HFO1123+HC290
50/50 mass%
ongoing
HFO1123+HFO1234yf
50/50 mass%
ongoing
Ternary mixture
HFC32+HFO1234yf+CO2
30.31/67.12/2.57 mass%
1, to be published39.59/56.18/4.22 mass%
54.28/42.88/2.85 mass%
26.66/70.02/3.32 mass%29

(a) 純物質の測定結果

HCFO1224yd(Z)の測定は，323K から 453K，10MPa の範囲において，17 本の等密度線に沿って 169 点のデータを得た 2)．また，得られたデータを用いて，14 本の等温線を得た．Fig. 2.1.3-2 に等密度線に沿った測定結果を，Fig. 2.1.3-3 に等温線に整理した結果を示す．

8000

8000

p / kPa

10000

p / kPa

10000

6000
4000

6000
4000

2000
0

2000
0
0

320 340 360 380 400 420 440 460
T/K

18 kg/m3
3
346 kg/m
719 kg/m3
1148 kg/m3
1280 kg/m3

87 kg/m3
3
395 kg/m
841 kg/m3
1252 kg/m3

124 kg/m3
3
524 kg/m
980 kg/m3
1272 kg/m3

210 kg/m3
3
650 kg/m
1038 kg/m3
1278 kg/m3

200 400 600 800 1000 1200
ρ / kg m -3
323K
363K
403K
443K

Fig. 2.1.3-2 PvTx property measurements of
HCFO1224yd(Z). [P-T diagram]

333K
373K
413K
453K

343K
383K
423K

353K
393K
433K

Fig. 2.1.3-3 PvTx property measurements of
HCFO1224yd(Z). [P- diagram]

CF3I [R13I1]の測定は，323K から 453K，10MPa の範囲において，19 本の等密度線に沿って 116 点のデータを得た 3)．また，得られたデータを用いて，14 本の等温線を得た．Fig. 2.1.3-4 に等密度線に沿った測定結果を，Fig. 2.1.3-5 に等温線に整理した結果を示す．
CF3I

CF3I

8000

8000

p / kPa

10000

p / kPa

10000

6000

6000

4000

4000

2000

2000

0

0
0

320 340 360 380 400 420 440 460
T/K
791 kgm -31316 kgm -3
74 kgm -3-3-3
840 kgm
1408 kgm -3
228 kgm-3-3
882 kgm
1556 kgm -3
365 kgm-3-3
956 kgm
1693 kgm -3
532 kgm
-3
-3
1015
kgm
1817 kgm -3
697 kgm-3-31084 kgm
703 kgm
1196 kgm -3
739 kgm -3

Fig. 2.1.3-4 PvTx property measurements of CF3I.
[P-T diagram]

500

1000
1500
-3
ρ / kg m

323 K
333 K
343 K
353 K
363 K

373 K
383 K
393 K
403 K
413 K

2000

423 K
433 K
443 K
453 K

Fig. 2.1.3-5 PvTx property measurements of CF3I.
[P- diagram]30

HFO1123 の測定は，323K から 453K，10MPa の範囲において，6 本の等密度線に沿って 74 点のデータを得た．また，得られたデータを用いて，14 本の等温線を得た．Fig. 2.1.3-6 に等密度線に沿った測定
結果を，Fig. 2.1.3-7 に等温線に整理した結果を示す．
R1123

8000

8000

p / kPa

10000

p / kPa

10000

6000
4000
2000
0
300
80 kg/m 3
378 kg/m 3

6000
4000
2000

350

400
T/K
174 kg/m 3
488 kg/m 3

0
0

450

200

400

600

800

ρ / kg m -3
323 K
363 K
403 K
443 K

306 kg/m 3
658 kg/m 3

Fig. 2.1.3-6 PvTx property measurements of HFO1123.
[P-T diagram]

333 K
373 K
413 K
453 K

343 K
383 K
423 K

353 K
393 K
433 K

Fig. 2.1.3-7 PvTx property measurements of HFO1123.
[P- diagram](b) 2 成分系混合冷媒の測定結果

HFO1336mzz(E)/HFO1336mzz(Z)混合系に関して，1 組成において 3 本の等温線に沿って 42 点の測定結果を得た．Fig. 2.1.3-8 に HFO1336mzz(E)/HFO1336mzz(Z) [43.80/56.20 mass%]の PT（圧力・温度）線図
を示す．

10000

p / kPa

8000
6000

801 kg/m 3
530 kg/m 3
349 kg/m 3
235 kg/m 3
159 kg/m 3

4000
2000
0
300

350

400
T/K

450

Fig. 2.1.3-8 PVTx property measurements of HFO1336mzz(E)/HFO1336mzz(Z) [43.80/56.20 mass%].
HFO1234yf, HFC32, CO2 の 3 成 分 に 対 し て ， そ れ ぞ れ の 2 成 分 混 合 系 HFO1234yf/HFC32 ，
HFO1234yf/CO2，HFC32/CO2 に関して，HFO1234yf/HFC32 は 2 組成比，HFO1234yf/CO2，HFC32/CO2 は1 組成において計 21 本の等温線に沿って 233 点の測定結果を得た．Fig. 2.1.3-9 に HFC32/CO2 [97.25/2.75
mass%]，Fig. 2.1.3-10 に HFO1234yf/CO2 [97.38/2.62 mass%]，Fig. 2.1.3-11 に HFC32/ HFO1234yf [62.59/37.41
mass%]，Fig. 2.1.3-12 に HFC32/ HFO1234yf [23.29/76.71 mass%]の PT（圧力・温度）線図を示す．

31

Fig. 2.1.3-9 PvTx property measurements
HFC32/CO2 [97.25/2.75 mass%].

ofFig. 2.1.3-11 PvTx property measurements of HFC32/
HFO1234yf [62.59/37.41 mass%].

Fig. 2.1.3-10 PvTx property measurements of
HFO1234yf/CO2 [97.38/2.62 mass%].

Fig. 2.1.3-12 PvTx property measurements of HFC32/
HFO1234yf [23.29/76.71 mass%].

HFC32/CF3I 混合系に関して，2 組成において 11 本の等温線に沿って 105 点の測定結果を得た 4)．Fig.
2.1.3-13 に HFC32/CF3I [87.5/12.5 mass%]について，Fig. 2.1.3-14 に HFC32/CF3I [95.5/4.5 mass%]についての PT（圧力・温度）線図を示す．

32

87.51mass% R32+12.49mass% R13I1

10000

8000

8000

6000

6000

p / kPap / kPa

10000

4000

4000
2000

2000
0
300

95.54mass% R32+4.46mass% R13I1

350

400

0
300

450

350

T/K
-3
121 kg m-3

453 kg m-3

187 kg m-3
704 kg m

292 kg m-3-3

66 kg m-3
240 kg m

Fig. 2.1.3-13 PvTx property measurements of
HFC32/CF3I [87.5/12.5 mass%].

400
T/K
-3

102 kg m-3
370 kg m

450-3

157 kg m-3
570 kg m

Fig. 2.1.3-14 PvTx property measurements of
HFC32/CF3I [95.5/4.5 mass%].

HFO1123/CF3I 混合系に関して，1 組成において 5 本の等温線に沿って 80 点の測定結果を得た．Fig.
2.1.3-15 に HFO1123/CF3I[10/90 mass%]の PT（圧力・温度）線図を示す．
HFO1123/HFO1234yf 混合系に関して，1 組成において 4 本の等温線に沿って 33 点の測定結果を得た．
Fig. 2.1.3-16 に HFO1123/HFO1234yf [50/50 mass%]の PT（圧力・温度）線図を示す．

Fig. 2.1.3-15 PvTx property measurements of
HFO1123/CF3I[10/90 mass%].

Fig. 2.1.3-16 PvTx property measurements of
HFO1123/HFO1234yf [50/50 mass%].

HFO1123/HC290 混合系に関して，1 組成において 9 本の等温線に沿って 110 点の測定結果を得た．Fig.
2.1.3-17 に HFO1123/HC290[50/50 mass%]の PT（圧力・温度）線図を示す．

33

Fig. 2.1.3-17 PvTx property measurements of HFO1123/HC290[50/50 mass%].
(c) 3 成分系混合冷媒の測定結果

HFO1234yf/HFC32/CO2 混合系に関して，4 組成において 10 本の等温線に沿って 183 点の測定結果を得た 1)．Fig. 2.1.3-18 には HFC32/HFO1234yf/CO2 [30.31/67.12/2.57 mass%]について，Fig. 2.1.3-19 にはHFC32/HFO1234yf/CO2 [39.59/56.18/4.22 mass%] に つ い て ， Fig. 2.1.3-20 に は HFC32/HFO1234yf/CO2[54.28/42.88/2.85 mass%]について，Fig. 2.1.3-21 には HFC32/HFO1234yf/CO2 [26.66/70.02/3.32 mass%]について PT（圧力・温度）線図を示す．

Fig. 2.1.3-18 PvTx property measurements of
HFC32/HFO1234yf/CO2 [30.31/67.12/2.57 mass%]

Fig. 2.1.3-19 PvTx property measurements of
HFC32/HFO1234yf/CO2 [39.59/56.18/4.22 mass%]

34

Fig. 2.1.3-20 PvTx property measurements of
HFC32/HFO1234yf/CO2 [54.28/42.88/2.85 mass%]

Fig. 2.1.3-21 PvTx property measurements of
HFC32/HFO1234yf/CO2 [26.66/70.02/3.32 mass%]

2.1.3.2 定圧比熱(1) 測定装置
定圧比熱の測定装置 5)を Fig. 2.1.3-22 に示す．カロリメータとなる熱式流量計は，コリオリ式流量計と直列に接続し，同じ質量流量で流れる．熱式流量計の流路の前方に温度センサを，後方に圧力センサを設置している．流量計の流路の前方と後方に流量調節弁を設置しており，この弁で流量と圧力を調節する．流通させる試料は，500cc のボンベに数 g の試料を充填し，流量計と共に恒温槽内に設置している．恒温槽は，空気式であり，槽内にファンを設置して，強制的に空気を循環させている．流量計を通過した試料は，恒温槽外の液体窒素で冷却した回収容器で回収する．熱式およびコリオリ式流量計の出力は，デジタルマルチメーターを介してパソコンに取り入れる．
定圧比熱の測定原理として，フロー法を用いた．フロー法は，試料を一定の流量で流通させて，ヒーターで加熱し，Eq.2.1.3-1 に示すように，加熱量𝑄̇ に対して定圧比熱が温度変化量に反比例することを利用する．
𝑑𝑇
𝑄̇ = 𝑚̇𝑐𝑝

(2.1.3-1)𝑑𝑡

質量流量は，コリオリ式流量計を用いることで，質量流量に比例した出力電圧 Vc を示すので，コリオリ流量計の装置定数を Kc とすると，Eq.2.1.3-2 のように表せる．
(2.1.3-2)

𝑚̇ = 𝐾𝑐 𝑉𝑐

熱式流量計は，装置定数となる比熱に反比例した電圧 VT が出力されるので，熱式流量計の装置定数を KT とすると，Eq.2.1.3-1 は Eq.2.1.3-3 のように表せる．
𝑚̇ =

𝑄̇
𝑐𝑝

𝑑𝑇
𝑑𝑡

=

𝐾 𝑇 𝑉𝑇(2.1.3-3)𝑐𝑝

コリオリ式流量計と熱式流量計を直列に接続し，同じ質量流量が流通すると，Eq.2.1.3-2 と Eq.2.1.3-3 より
𝐾𝑐 𝑉𝑐 =𝐾 𝑇 𝑉𝑇(2.1.3-4)

𝑐𝑝35

Eq.2.1.3-4 を定圧比熱について整理すると，
𝑐𝑝 =

𝐾𝑇 𝑉𝑇
𝐾𝑐 𝑉𝑐

𝑉

=𝐾 𝑇
𝑉𝑐

(2.1.3-5)となる．K は流量計の統合した装置定数であり，あらかじめ比熱の良く知られている物質を用いて，コ
リオリ式流量計の出力電圧 Vc と熱式流量計の出力電圧 VT を測定し，装置定数 K を決めておく．定圧比
熱が未知な測定物質についても同様に，コリオリ式流量計の出力電圧 Vc と熱式流量計の出力電圧 VT を測定することで，Eq.2.1.3-5 に入力し，定圧比熱を求めることができる．

Fig. 2.1.3-22 Experimental apparatus for isobaric specific heat capacity measurements based on a flow calorimeter.
A: Calorimeter(thermal flow meter), B: Coriolis flow meter, C: Pressure sensor, D: Temperature
sensor, E: Sample bomb, F: Recovery bomb, G: Vacuum pump, H: Digital multi meter, I:
Thermostat, J: Valve, K: Flow control valve(2) 定圧比熱の測定結果
定圧比熱の測定は，25℃において 50 kPa 及び 101 kPa でおこなった．なお，装置定数の決定のために用いた冷媒試料は，CO2, HCFC22, HFC134a, HFC125, Ar である．測定結果を Table 2.1.3-2 に示す．また，
2 成分系混合冷媒 HFC32/HFO1234yf の組成比を複数変えたときの測定結果 5)を Fig. 2.1.3-23 に示す．このとき，組成比は mol とし，比熱の単位も mol ベースでまとめたところ，mol ベースで理想混合となることを確認出来た．
Table 2.1.3-2 Results of isobaric specific heat capacity measurements of at 25 C, 50 kPa and 101 kPa.
25℃
50 kPa101 kPa
Composition ratio
Refrigerants
cp[ kJ/ kg K]
CO2
0.842
0.851
HCFC220.656
0.662
HFC134a0.847
0.851
HFC125
0.790
Ar
0.522
HFC32
0.821
0.844
HFO1234yf
0.899
0.912
CF3I
0.403
0.399
HFO1123
0.858
0.845

36

HCFO1224yd(Z)HFO1243zf
HCFO1233zd(E)
HFO1336mzz(E)R407C
HFC32/CF3I
HFC32/HFC125/CF3I
HFO1123/HC290
HFO1123/HFO1234yf

0.784
0.941
0.820
0.871
0.823

0.817
0.987

0.489
0.66

cp / kJ kmol-1 K-1

25℃, 50kPa

49.38/50.62 mol%49.0/11.5/39.5 mol%50.0/50.0 mass%
50.0/50.0 mass%x R1234yf+(1-x) R32

100

50

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x / mol fraction of R1234yf
Fig. 2.1.3-23 Composition dependence of isobaric specific heat capacity for HFC32/HFO1234yf mixture

参考文献
1） 田中英次, 田中勝之: 2021 年度日本冷凍空調学会年次大会，D231 p.1-2 東京(web 開催) (2021).
2） Katsuyuki Tanaka: Abstract in 12th Asian Thermophysical Properties Conference, P31, Xi’an (2019).
3） 田中勝之: 熱物性，35(4), 140 (2021).
4） 田中勝之: 2021 年度日本冷凍空調学会年次大会，D232 p.1-2 東京(web 開催) (2021).
5） 田中勝之: 2021 年度日本冷凍空調学会年次大会，D233 p.1-2 東京(web 開催) (2021).

37

2.1.4 表面張力
長崎大学では示差毛管上昇法を用いて冷媒の表面張力を測定した．本測定法は，ガラス製毛細管内の液柱高さが，表面張力と液柱に作用する体積力のバランスによって定まることを利用するものである．
Fig. 2.1.4-1 の左図へ示すようにメニスカス底部を基準として液柱高さの差，すなわち示差 Δhm を測定し，メニスカス底部より半球状に持ち上がった体積分を補正する．Fig. 2.1.4-1 の右図へ表面張力測定装置の概略図を示す．耐圧容器(A)の中に，内半径の異なる 3 本のガラス製毛細管を鉛直に設置し，毛細管の下端から半分程度を測定対象の冷媒で満たした．この圧力容器をプロピレングリコール水溶液で満たされた恒温槽(B)内に設置し，恒温槽内の温度を PID コントローラ(K)，三つの撹拌機(E)，電気ヒータ(F)，およびチラー(G)を用いて，恒温槽内の槽液の温度を±10 mK 以内で制御した．圧力容器内の冷媒の温度は，
ITS-90 に準拠して校正された白金測温抵抗体(M)およびブリッジ ASL F-500(C)を用いて測定を行った．
恒温槽の側面に設置されたガラス窓からデジタル読取顕微鏡(D)を用いて液面を観察し，デジタル読取
顕微鏡に設置した CCD カメラ(I)と外部モニタ(J)を介して，毛細管内の液面の上昇高さを測定した．なお，圧力容器および毛細管は，試験前に超音波洗浄器を用いて弱アルカリ溶液および蒸留水で十分に洗浄されたものを使用した．見積もられる 95％包括度の測定不確かさは 0.22 mNm-1 であり，実験の健全性については，HFC134a，HFC32 および HFC245fa の表面張力を測定し，文献値と±0.15 mNm-1 以内で一致していることから，十分な再現性が得られていると判断した．組成はサンプル充填時に行った重量法で算出し，試験後に液体窒素で回収したサンプルを分析した結果と概ね±1%で一致していることを確認済みである．
(C)

(K)

(J)

(B)

”

(G)

2r1

(L)
(M)

2r2

(E)

(D)

(H)

hm1

Dhm

(F)

q

’

Fig. 2.1.4-1

hm2(A) pressure vessel(B) thermostatic bath(C) thermometer bridge(D) traveling microscope(E) stirrer(F) electric heater(G) chiller

(I)

(A)

(H) LED illumination(I) CCD camera(J) computer(K) temperature control system (PID)(L) sheathed thermocouple(M) platinum resistance thermometer (100Ω)

Measurement method. Principle of a differential capillary riseheight (left) and measurement setup (right).

本プロジェクト期間中に表面張力を測定した単体冷媒は，13 種類である．但しこれには，混合冷媒測定のために改めて測定したものや，低温のデータが不足しており再測定を行った冷媒なども含まれる．
これら冷媒の表面張力を Fig. 2.1.4-2 へまとめる．図中のシンボルは測定結果を示し，付随する縦のバーは測定不確かさを表している．ほとんどの冷媒について表面張力を約 225 K の低温まで測定することができた．また，曲線は測定値などに基づいた相関式を示す．この相関式を Table 2.1.4-1 へまとめる．相関式中の温度 T の分母にあたる値は，臨界温度であり，そのほとんどは本プロジェクトで提供された値である．また，Table 2.1.4-1 には Parachor の値を併記する．Parachor は気液のモル密度差と表面張力の関係を，次式のように非常に簡単に表すことができる値である．
4
 =  Pi  (   −   )
(2.1.4-1)-3
ここに   および   はそれぞれ，液および蒸気のモル飽和密度[mol cm ]である．この Parachor の値は臨界点近傍を除けばほとんど温度に依存することはないと言われており，HFO1336mzz(E)を除いて一定の値を得ることができた．HFO1336mzz(E)については，温度依存性が無視できなかったため，温度の関数で表すこととした．

38

R32
series1
series2
series3
Murelo et al.
(2012)

R1234yf
R1123
R1234ze(E)R1243zf
R1336mzz(E)series1
series1
series1
series1
series1
series2
series2
series2
series2
series2
series3
Huberseries3
Kondouemp. corr.
Liu et al.
(2018)
emp. corr. et al. (2015)(2021)

R1224yd(Z)series1
series2
series3
emp. corr.
R1233zd(E)series1
series2
Kondou et al.
(2015)-1

Surface tension,  [mN m ]20

R1243ze(Z)series1
series2
Kondou et al.
(2015)
R1130(E)
series1
series2
series3
Tanaka et al.
(2022)

15

10

R1336mzz(Z)series1
series2
emp. corr.
CF3I

series1
series2
emp. corr.
Propaneseries1
series2
Murelo et al.
(2012)

5

0
220

240

260

280

300

320

340

360

380

400

420

Temperature, T [K]Fig. 2.1.4-2 Surface tension measured for low GWP refrigerants and mixture components.

CompoundTable 2.1.4-1 Empirical correlation and Parachor for single components.
Empirical correlation for [mN m-1]
Parachor
References
for correlation
for crit. temp.
1.26

HFO1123

 = 61.2 1 −




T 

331.73 

HFO1234yf

 = 55.24 1 −




T 

367.85 

HFO1234ze(E) = 61.98 1 −




T 

382.51 HFO1243zf

 = 53.30 1 −




T 

378.93 

HFO1234ze(Z) = 56.57 1 −




T 

423.27 

HCFO1233zd(E) = 61.95 1 −




T 

438.75 

HCFO1224yd(Z) = 57.02 1 −




T 

428.69 

HFO1336mzz(E) = 53.711 −




T 

403.53 

HFO1336mzz(Z) = 55.48 1 −




T 

444.5 HCO1130(E) = 70.21 1 −




T 

516.5 123.3

JAREF1)
Higashi7)

172.0

JAREF1)
JAREF1)

1.30

1.281

171.9
1.247

167.7
1.22

177.6

1.277

202.4

1.265

207.0

1.27

Higashi9)
JAREF1)

Higashi11)
JAREF1)

Higashi10)
JAREF1)

Hulse14)
JAREF1)

Higashi8)237.45-0.0483T

Iwasaki2)
Sakoda5)230.04

Unpublished
Tanaka12)

173.4

Tanaka3)
Tanaka3)

1.29

1.25

39

Mulero6)

1.24




T


396.495 




T 

369.89 CF3I

 = 53.53 1 −HC290

 = 53.34 1 −

1.235

T 

− 17.48  1 −
 369.89 

170.24

Numadate4)
Perera13)151.62Mulero15)
Lemmon 16)

4.404

次いで，混合冷媒の表面張力を測定した．以下へ示す Figs. 2.1.4-3~5 中，シンボルは組成別に測定結果を示しており，実線は REFPROP10.017)を用いた計算結果を示している．REFPROP10.0 の内部では以下に示す，混合冷媒用に適応できる Parachor法を用いて計算している．
4
N
(2.1.4-2) =   Pi  (  xi −   yi ) 
i =1
ここに，xi および yi はそれぞれ，液および蒸気相 i 成分のモル分率を示す．   および   は，飽和液および飽和蒸気のモル密度[mol cm-3]を示す．また，[Pi]は i 成分の Parachor である．組成および飽和密度の計算は REFPROP10.0 内部で行われるが，以下へ示す結果では本プロジェクトで開発された各冷媒の状態方程式と，最適化された混合パラメータを用いた．
まず，HFO1123 を含む HFO1123/HFC32/HFO1234yf 系三成分混合冷媒について測定を行った．この三成分を構成する二成分混合の組み合わせについて測定を行った．その結果を Figs. 2.1.4-3(a)~3(b)へ示す．
HFC32/HFO1234yf の測定結果は計算結果と非常によく一致しており，状態方程式，混合パラメータ，ならびに Parachor の全てが精度良く提供されている．HFO1123/HFO1234yf では 260 K 以上で測定データの方が高い傾向を示し，9/91 mass%では HFO1234yf 単体との差異はわずかであった．以上を踏まえ，
HFO1123/HFC32/HFO1234yf 系三成分混合冷媒の測定結果を Fig. 2.1.4-3(c)へ示す．いずれの結果もHFO1234yf の組成は 18 mass%および 8 mass%と比較的低い値である．250 K 以下では，測定結果が幾分
計算結果よりも低い値を示し，270 K 以上では測定結果が計算結果よりも幾分高い値を示しているものの，全測定範囲をとおして良い一致を示している．

15

present
data-1

REFPROP
10.0

1020/80 mass%
58/42 mass%
78/22 mass%

yf

260

280

300

320

340

5

R1
23
4y
f

R1123/R1234yf

alo

ne

360

ne
lo
3a

R1
234

10

12
R1

5

0

REFPROP present
data
10.0
(9/91 mass%)(47/53 mass%)(62/38 mass%)

15

Surface tension,  [mN m ]

-1

e

lon
2a

Surface tension,  [mN m ]R3

R32/R1234yf

380

Temperature, T [K]

0

250

alo

ne

300

350

Temperature, T [K](a)HFC32/HFO1234yf(b) HFO1123/HFO1234yf

40

present
data

Surface tension,  [mN m ]REFPROP
10.0(60/22/18 mass%)(22/70/8 mass%)

-1

15

e
lon
2a
R3

10

3
12
R1

5

e
on
al

R1
23
4y
fa
lon
e

R1123/R32/R1234yf
0

250

300

350

Temperature, T [K](c) HFO1123/HFC32/HFO1234yf
Fig. 2.1.4-3 Surface tension measured for HFO1123/HFC32/HFO1234yf and its constituent binary mixtures18)
Fig. 2.1.4-4 へ HFO1123/HFC32/CF3I 系 三 成 分 混 合 冷 媒 の 結 果 を 示 す ． こ の 三 成 分 系 の う ち ，
HFO1123/CF3I 系混合冷媒については，密度等ほとんど測定値が提供されておらず，混合パラメータも最適化されていなかったため特別に確認を行った．その結果を Fig. 2.1.4-4(a)へ示す．実線は，REFPROP10.0
内部で自動的に生成される混合パラメータを用いた計算結果を示す．測定結果は，計算結果よりも明らかに高い値を示し，特に臨界点へ向けてこの差異が広がる．九州大学（NEXT-RP）でも臨界点付近の飽和密度に対し，測定結果と計算結果に大幅に差異があったと報告を受けていたことから，臨界点もかな
りの計算誤差があるものと予想される．表面張力の測定結果からは，この二成分系の臨界温度は計算結果よりも約 5 K ほど高いと推算される．このように，HFO1123/CF3I については混合パラメータの調整を要するが，本プロジェクトで調査を行う HFO1123/HFC32/CF3I 系三成分混合冷媒では，CF3I の組成が 10
mass%以下と低い領域を扱った．Figs. 2.1.4-4(b)~4(d)へそれぞれ，組成 65/30/5 mass%，68/22/10 mass%，
および 73/22/5 mass%の測定結果を示す．いずれの組成も，測定結果と計算結果は良く一致していた．
REFPROP10.0 を用いた計算とともに Parachor 法から計算した値は一致しており，この組み合わせについても REFPROP10.0 内部では Parachor 法が適用されていることが確認できた．
20

20
data series 1
data series 2
REFPROP10.0
Parachor method

-1

15

e

R1

12

5

3a

lon

e

10

250

3I

R1123/R32/CF3I(65/30/5 mass%)
300

0

350

Temperature, T [K]

250

300

Temperature, T [K](a) HFO1123/CF3I(b) 65/30/5 mass%

41

alo
ne

5

R1123/CF3I
0

CF

e
on

lon

al

3I
a

3

CF

10

15

12

Surface tension,  [mN m ](27/73 mass%)(48/52 mass%)

R1

Surface tension,  [mN m-1]

REFPROP present data
10.0

R3
2a
lon
e
350

present data 1
present data 2
present data 3
Parachor method
REFPROP10.0

5

e
on

250

alo
ne

al

R1123/R32/CF3I(68/22/10 mass%)
0

3I

2
R3

lon
e

CF

ne

R3
2a

5

10

o
al

alo
ne

3

3I

15

12

CF

present data 1
present data 2
Parachor method
REFPROP10.0

R1

e
on
al

10

-1

15

Surface tension,  [mN m ]

-1

20

3
12
R1

Surface tension,  [mN m ]20

R1123/R32/CF3I(73/22/5 mass%)

300

350

0

250

Temperature, T [K]

300

350

Temperature, T [K](c) 68/22/10 mass%(d) 73/22/5 mass%
Fig. 2.1.4-4 Surface tension measured for HFO1123/HFC32/CF3I19)
Fig. 2.1.4-5 は HFO1123/HC290 系二成分混合冷媒の表面張力測定結果を示す．組成 78/22 mass%について 2 回の測定を行った．この組成では，かなり HFO1123 単体の表面張力に近い値を示すが，
REFPROP10.0 の推算結果も，定性的に一致している．なお，この二成分系については，本プロジェクトで着手されたばかりのため混合パラメータの最適化はまだなされていないが，最適化後はさらに良い一致を得られるものと期待される．

R1123/Propane (78/22 mass%)
data series 1
data series 2
REFPROP10.0-1

Surface tension,  [mN m ]15

Propanedata series 1
REFPROP10.0
10

5

Pr
R1123/Propane

0

R1
12
3a
lon
e
250

300

op
an
ea

lon

e

350

Temperature, T [K]Fig. 2.1.4-5 Surface tension measured for HFO1123/HC290
以上，HFO1123 を中心とした新たな混合冷媒についての表面張力測定結果を示したが，このほか，
ASHRAE への登録が済んでいる R455A(HFO1234yf/HFC32/R744: 75.5/21.5/3.0 mass%)および R488A(HFC32/HFC125/HFO1234yf/HFC134a/HFO1234ze(E): 26/26/20/21/7 mass%)についても測定を行った．この結果を Fig. 2.1.4-6 へ示す．これらの予混合冷媒については以前のバージョンである REFPROP9.1 と，本プロジェクトで開発された混合パラメータを含む REFPROP10.0 との比較を行った．R455A の測定結果
は REFPROP10.0 と良く一致しているが，REFPROP9.1 では幾分高い結果を与える． R488A は五成分混合のため，HFC125/HFO1234ze(E)など幾つかの組み合わせについての調査がなされておらず，まだ全ての組み合わせについて混合パラメータの最適化が完了していない．しかしながら，最適化されたパラメータを含む REFPROP10.0 の方がかなり測定値に近い値を与えている．このように，表面張力の計算には混合パラメータの最適化はかなり大きな影響を与える．
42

-1

10

R455A
R1234yf/R32/R744(75.5/21.5/3.0 mass%)

5

0

1.275

58.70(1-T/356.4)

300
Temperature, T [K]R448A
R32/R125/R1234yf/R134a/R1234ze(E)(26/26/20/21/7.0 mass%)

10

Surface tension,  [mN m ]-1

Surface tension,  [mN m ]data series 1
data series 2
R455A (REFPROP 9.1)
R455A (REFPROP10.0)
R455A critical temp. (Higashi 2018)

data series 1
data series 2
R448A (REFPROP10.0)
R448A (REFPROP 9.1)

5

0
260

350

280

300
320
340
Temperature, T [K]360(a) R45520)(b) R448A21)
Fig. 2.1.4-6 Surface tension measured for premixed refrigerants R455A and R448A
参考文献
1） Y. Kayukawa, C. Kondou, N. Sakoda, K. Kariya, S. Fukuda: “JSRAE Thermodynamic Tables, Vol.5. HFOs and HCFOs,Ver.1.0”
Japan Society of Refrigerating and Air Conditioning Engineers, Tokyo (2021).
2） S. Iwasaki, C. Kondou, Y. Higashi: Trans. JSRAE. 37, 73 (2020). (in Japanese).
3） K. Tanaka, C. Kondou, S. Fukuda, R. Akasaka: Int. J. Thermophys., 43, 69 (2022).
4） 沼館拓弥，城島有基，大坪佑真，劉宇飛，近藤智恵子: 2021 年度日本冷凍空調学会年次大会，D212 p.1-6 東京(web 開催)（2021）5） N. Sakoda, Y. Higashi, R. Akasaka, R.: J. Chem. Eng. Data., 66, 734 (2020) .
6） A. Mulero, I. Cachadiña: J. Phys. Chem. Ref. Data 43, 023104 (2014).
7） Y. Higashi, R. Akasaka: Proc.16th Int. Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue, Paper ID: 1688, West Lafayette,
Indiana (2016).
8） Y. Higashi, R. Akasaka: Proc. the 11th Asian Thermophysical Properties Conference, Yokohama, Japan (2016).
9） Y. Higashi, K. Tanaka, T. Ichikawa: J. Chemical & Engineering Data, 55(4), 1594 (2010).
10）Y. Higashi, S. Hayasaka, C. Shirai, R. Akasaka: Int. J. Refrig., 52, 100 (2015).
11）Y. Higashi, N. Sakoda: J. Chem. Eng. Data, 63(10), 3818 (2018).
12）K. Tanaka, R. Akasaka, E. Sakaue, J. Ishikawa, K. K. Kontomaris: J. Chem. Eng. Data, 62(3), 1135 (2017).
13）U.A. Perera, K. Thu, N. Sakoda, M. Kozue, Y. Higashi: J. Chem. Eng. Data.67(9) 2182 (2022).
14）R.J. Hulse, R.S. Basu, R.R. Singh, R.H.P. Thomas: J. Chem. Eng. Data, 57(12), 3581 (2012).
15）A. Mulero, I. Cachadiña, M.I. Parra: J. Phys. Chem. Ref. Data, 41(4), 043105 (2012).
16）E.W. Lemmon, M.O. McLinden, W. Wagner: J. Chem. Eng. Data, 54, 3141(2009).
17）E.W. Lemmon, I.H. Bell, M.L. Huber, M.O. McLinden: Reference Fluid Properties, version 10.0, Applied Chemicals andMaterials Division National Institute of Standards and Technology, Boulder.
18）大坪祐真，沼館拓弥，城島有基，川原豪真，近藤智恵子，劉宇飛: 第 91 回マリンエンジニアリング学術講演会，no.106，
神戸（2021）.
19）大坪祐真，川原豪真，野中隆太郎，劉宇飛，近藤智恵子: 2022 年度日本冷凍空調学会年次大会，C312，岡山（2022）.
20）近藤智恵子，東之弘:第 88 回マリンエンジニアリング学術講演会，no.207，岡山（2018）.
21）沼館拓弥，岩崎俊，城島有基，近藤智恵子，東之弘:第 89 回マリンエンジニアリング学術講演会講演会,OS2-8，pp. 173174. 函館，（2019）．

43

2.1.5 音速
産総研で開発した円筒型音波・マイクロ波共振器を用いた音速・誘電率測定装置 1)–3)により，各種冷媒の気相域における音速測定を行った．円筒型音波・マイクロ波共振器および音速・誘電率測定装置全体の概略図を Fig. 2.1.5-1 および Fig. 2.1.5-2 にそれぞれ示す．円筒型共振器は熱伝導度および電気伝導度が高い無酸素銅製であり，キャビティ長さ約 50 mm，キャビティ直径約 24mm である．サンプルガス
圧力による共振器形状の変形を抑えるため，キャビティ内外圧が等しくなるように SUS316 製の圧力容器内に格納されている．サンプルガスは圧力容器上部から配管を通して圧力容器内に導入され，共振器の側面位置に空いているサンプル導入口よりキャビティ内にサンプルガスが充填される．なお，音波・マイクロ波共振測定時には，キャビティを理想的な円筒形状に近付けるため，特製のバルブ機構によりサンプル導入口を閉じることができる機構が設けてある．
音波共鳴は，キャビティ両端の円筒中心軸上に取り付けられた 2 つのコンデンサマイクロホン（B&K社製 4192）を用いて計測する．受信用マイクロホンに取り付けるプリアンプ（GRAS 社製 26AC）および送信用マイクロホンに取り付けるトランスミッタアダプタ（GRAS 社製 RA0086）は，圧力容器に取り付けたハーメチックフィードスルーを介して三重同軸ケーブルで接続し，それぞれ恒温槽外の室温雰囲気下に設置されている．音波共鳴は周波数応答アナライザ（NF 回路社製 FRA51602）により測定され，出力信号を駆動アンプ（GRAS 社製 14AA）を介して送信用マイクロホンに伝送し，受信用マイクロホ
ンからの電気信号をパワーモジュール（GRAS 社製 12AR）を介して測定し，出力信号周波数をスイープすることで音波共鳴特性を得る．
一方，マイクロ波共振は，キャビティ両端に取り付けられた 2 つのアンテナを用いて計測する．アン
テナは銅製セミリジッド同軸ケーブルの端面を平坦に切断して製作し，キャビティ内面と端面がフラットになるように取り付けられている．アンテナに接続する信号ケーブルには高周波用低損失同軸ケーブ
ルを用い，圧力容器に取り付けたハーメチックフィードスルーを介して室温雰囲気下の機器と接続している．マイクロ波共振はベクトルネットワークアナライザ（R&S 社製 ZVB20）により測定され，円筒型共振器内におけるマイクロ波伝送特性（S パラメータ）を得る．
円筒型共振器を格納した圧力容器は，液体恒温槽により温度変動±5 mK 以内で精密温調し，サンプ
ルガス温度は ITS-90 に準拠した標準白金抵抗温度計（ネツシン社製 NSR-LT40）および精密測温ブリッジ（ASL 社製 F700B）を用いて測定する．恒温槽の熱媒体としては，シリコンオイル（バーレルシリコ
ン MA20）を用いた． サンプルガス圧力は水晶発振式圧力計（Paroscientific 社製 2400A）により直接測定しており，サンプルの温度勾配を小さくするために，圧力計は恒温槽内のヘッドスペースに設置している．

Fig. 2.1.5-1 Photograph of the acoustic-microwave cylindrical resonator.
44

Computer

(j)

(i)

(p)
(g)

(h)

(n)

(r)

(l)
(o)

(q)

(e) (u)

(t)

(v2)

(f)

(v3)

(v4)
(k)

(m)

(v1)

(s)

(d)

(a)

(c)

(b)

(w)

(x)

Fig. 2.1.5-2 Schematic diagram of the speed of sound and dielectric permittivity measurement apparatus.
(a) cylindrical cavity resonator; (b) antennas; (c) microphones; (d) pressure vessel; (E) transducer
microphone preamplifier; (f) receiver microphone preamplifier; (g) transducer microphone power supply; (h)receiver microphone power supply; (i) acoustic resonance frequency analyzer; (j) vector network analyzer; (k)quartz oscillation type pressure sensor; (l) pressure display; (m) vacuum pump; (n) sample gas cylinder; (o)standard platinum resistance thermometer; (p) AC resistance bridge; (q) centrifugal type stirrer; (r) DC
programmable power supply; (s) external refrigerated circulator; (t) sheath heater; (u) sample admission valve;(v1–4) valves; (w) main thermostatic bath; (x) outer thermostatic layer.
本研究では，(2, 0)～(6, 0)の 5 つの longitudinal mode における音波共鳴周波数を測定して音速を求めた．円筒型キャビティにおける音波共鳴周波数 fl,0 の測定から，以下の式よりサンプルガスの音速 w を求めることができる．

𝑤=

2𝐿(𝑓𝑙,0 + Δ𝑓𝐴𝐶 )𝑙(2.1.5-1)

ここで，L および l はキャビティ長さおよび音響モード次数をそれぞれ示し，DfAC は非理想的な音波共鳴状態に起因する周波数補正項を示している．一方で，円筒型キャビティ中におけるマイクロ波の共振周波数 fpqs は，サンプルガスの誘電率r と真空中の光速度 c との間に下記の関係式が成り立つ．
45

𝑓𝑝𝑞𝑠 =

𝜙 2𝑐
𝜋𝑠 2√( 𝑝𝑞 ) + ( ) − Δ𝑓𝐸𝑀
𝑟
𝐿
2𝜋√𝜀𝑟

(2.1.5-2)

ここで，s および pq は共振モード次数およびマイクロ波共振モードの固有値をそれぞれ示し，DfEM は非理想的なマイクロ波共振状態に起因する周波数補正項を示している．したがって，円筒型キャビティが真空の状態（r = 1）においてマイクロ波共振周波数を測定することによって，真空中の光速度に基づいて測定温度におけるキャビティ寸法を求めることができる．また，サンプルガス中と真空中におけるマ
イクロ波共振周波数測定値の比をとることによって，サンプルガスの比誘電率も同時に測定することができる．本装置による測定不確かさ（k = 2）は，温度の不確かさが 14 mK，圧力の不確かさが 0.28 kPa，
音速の不確かさが 0.04 %，誘電率の不確かさが 0.02 %と見積もられる．
また，本プロジェクトにおいて新たに Fig. 2.1.5-3 に示すような液体音速測定装置を開発した．超音波
パルス法による液体音速センサ（Anton Parr 社製 L-Sonic 6100）を用いて，サンプル液体中における超音
波送信器と受信器の間の距離を，超音波パルスが伝搬するのに要する時間 t を計測することによって，以下の式により液体中の音速 w を求める．

𝑤=

𝐿0 (1 + α𝑇)(1 + β𝑝)𝑡 − D0 (1 + D1 𝑇 + D2 𝑇 2 )(2.1.5-3)

ここで，L0 は代表温度における超音波送受信器間の距離，は伝搬距離の温度補正係数，D0～D2 は伝搬時間測定における遅延時間の補正係数をそれぞれ示しており，メーカーにおいて純水の音速値に基づいて各係数が校正されている．また，式中のは伝搬距離の圧力補正係数を示しており，同型センサを用いた参考文献 4)を元に，本研究では = として音速を算出した．液体音速測定の不確かさ（k = 2）は，
0.1 %程度である．
液体音速センサは，グリコール系ブライン（バーレルブライン E）を熱媒体とした液体恒温槽において温度変動±5 mK 以内で精密温調し，ITS-90 に基づいて校正された白金抵抗温度センサ（チノー社製
R900）およびデジタル温度計測器（ASL 社製 F200）を用いて温度を測定した．また，サンプル圧力は水晶発振式圧力計（Paroscientific 社製 31K101）により直接測定した．なお，温度測定不確かさ（k = 2）は約 20 mK，圧力測定不確かさ（k = 2）は約 1 kPa である．

Fig. 2.1.5-3 Photograph of the speed of sound measurement apparatus in the liquid phase.
本プロジェクトで測定した冷媒サンプルならびに音速の測定範囲を Table 2.1.5-1 にまとめる．なお，
気相域の誘電率も音速と同じ温度・圧力条件で測定しているが，ここでは詳細を割愛する．各冷媒サン
プルについて得られた音速データの圧力依存性を Fig. 2.1.5-4 に，温度依存性を Fig. 2.1.5-5 に示す．
46

Table 2.1.5-1

List of the measured refrigerants.

Refrigerants

Temperature range / K

Pressure range / kPa

Number of speed of sound data

Reference

HFO1336mzz(E)303 – 403

40 – 900

36 (vapor)5), 6), 7)

HFO1336mzz(Z)303 – 403
383 – 343

40 – 100040 – 6500

36 (vapor)
95 (liquid)6), 8)
9)R454C

283 – 313

130 – 490

18 (vapor)

10)

R455A

283 – 313

150 – 780

17 (vapor)

10)

CF3I

280 – 343

300 – 6800

35 (liquid)

9)

160

160

R1336mzz(Z)R1336mzz(E)[vapor][vapor]

150

150

140

140

130

130

120

120
110

110
0

speed of sound [m/s]

180

200

400

600

800

1000

200

R454C

[vapor]

175

0

1200

400

600

800

1000

400

600

800

1000

R455A
[vapor]

190

170

200

180

165

170

160
160

155

150

150
0

100

200

300

400

500

500

0

600

CF3I

200

800

R1336mzz(Z)[liquid]450[liquid]
700

400

600
350
500

300

400

250
0

2000

4000

6000

8000

0

2000

4000

pressure [kPa]
Fig. 2.1.5-4 Pressure dependence of the measured speed of sound data.

47

6000

8000

160
150

160

R1336mzz(Z)[vapor]

150

140

140

130

130

120

120

110

speed of sound [m/s]

320

370

420

470

270

200

R454C

[vapor]175[vapor]

110
270

180

R1336mzz(E)

190

170

320

370

420

470

320

370

420

470

R455A
[vapor]

180

165

170

160
160

155

150

150
270

320

370

420

500

270

470

800

CF3I

R1336mzz(Z)[liquid]450[liquid]
700

400

600
350
500

300

400

250
270

320

370

420

470

270

320

370

420

470

temperature [K]Fig. 2.1.5-5 Temperature dependence of the measured speed of sound data.
また，HFO1336mzz(Z)および HFO1336mzz(E)の気相域における音速データに基づき，等温線上の音速
データを音響ビリアル状態式にフィッテイングし，圧力ゼロの理想気体状態に外挿することによって，理想気体状態の定圧比熱 cpo を以下の式より導出した．

𝑅𝑇𝑐𝑝o

2

lim 𝑤 =

𝑝→0

(2.1.5-4)𝑀(𝑐𝑝o − 𝑅)

ここで，R は気体定数，M はモル質量をそれぞれ示している．得られた HFO1336mzz(Z)およびHFO1336mzz(E)の理想気体状態の定圧比熱について，温度依存性のグラフを Fig. 2.1.5-6 に示す．さらに，得られた理想気体状態の定圧比熱データに基づき，以下の式に示す Plank-Einstein 型の温度相関式を作
成した．
𝑛

𝑐𝑝o
d𝑖 (c𝑖 ⁄𝑇)2 exp (c𝑖 ⁄𝑇)=4+∑[exp(c𝑖 ⁄𝑇) − 1]2𝑅(2.1.5-5)𝑖=1

ここで，ci および di は理想気体状態の定圧比熱データに基づいて決定されたフィッティングパラメータであり，HFO1336mzz(Z)については文献 8)に，HFO1336mzz(E)については文献 7)に詳細情報が記載されている．
48

cpo [J mol 1 K 1]

180

180

R1336mzz(Z)

170

170

160

160

150

150

140

140

130

130

120

R1336mzz(E)

120
270

310

350

390

430

470

270

temperature [K]

310

350

390

430

470

Fig. 2.1.5-6 Temperature dependence of the determined ideal gas heat capacities of HFO1336mzz(Z) andHFO1336mzz(E) in the ideal gas states.
参考文献
1） Y. Kano, Y. Kayukawa, Y. Fujita, Dipole moment and heat capacity in the ideal gas state derived from relative permittivity andspeed of sound measurements for HFO-1123 and HCFO-1224yd(Z), Int. J. Refrig. 118, 354 – 364, 2020.
2） Y. Kano, Thermophysical properties of 1,1,1,3,3,3-Hexafluoro-2-methoxypropane (HFE-356mmz) in the vapor phase measured
by using an acoustic-microwave resonance technique, Energies 13, 5525, 2020.
3） Y. Kano, Multi-property evaluation for a gas sample based on the acoustic and electromagnetic resonances measurement in acylindrical cavity, J. Chem. Thermodyn. 159, 106448, 2021.
4） T. Nishiyama, T. Kurakari, L. Gao, Y. Higashi, R. Akasaka: Proc. of the 2 nd IIR Conference on HFOs and Low GWP blends, Japan,
2021. DOI : 10.18462/iir.HFO.2021.1028
5） Y. Kano, Y. Kayukawa, Y. Fujita, Speed of sound and dielectric constant measurements for HFO-1336mzz(E) in the gas phase,
2nd Pacific Rim Thermal Engineering Conference, 2019.
6） Y. Kano, Y. Kayukawa, N. Kuramoto, Speed of sound and dielectric permittivity measurements for R1336mzz(Z) andR1336mzz(E) in the vapor phases, 13th Asian Thermophysical Properties Conference, 2022.
7） Y. Kano: submitted to J. Chem. Eng. Data, 2022.
8） Y. Kano: submitted to J. Therm. Anal. Calorim. 2022.
9） Y. Kano: to be presented at 22nd European Conference on Thermophysical Properties (ECTP2023).
10）Y. Kano: to be presented at 2023 JSRAE Annual Conference.

2.1.6 熱伝導率および粘度
佐賀大学では熱伝導率および粘度の測定を行うとともに，測定結果を再現する予測計算モデルの検討を行った．測定装置を Fig. 2.1.6-1 に示す．本測定装置は，それぞれ異なる温度・圧力条件において熱伝導率および粘度の同時測定が可能である．
熱伝導率の測定には細線法を用いた．Fig. 2.1.6-2 に熱伝導率測定回路を示す．熱伝導率は長短２種類の直径 15 m の白金細線により冷媒を通電加熱し，そのときの白金細線のそれぞれの電気抵抗値変化
によりもたらされるホイートストンブリッジ回路の非平衡電位差を測定し，下式 (2.1.6-1) により熱伝導率  を求める．通電開始直後の電流振動の影響を低減するために，あらかじめ図中左側のダミー回路に電流を流しておき，測定時にはリレースイッチで切り替えることによりブリッジ回路へ電流を付与す
る．式中の q, E, T, t はそれぞれ細線単位長さあたり熱負荷，非平衡電位差，冷媒温度および時間を示している．式 (2.1.6-1) 右辺の熱伝導率以外の項は短い時間では定数とみなせるため，非平衡電位差と対数時間の関係は直線となり，それぞれをプロットした図の傾きから熱伝導率を読み取ることができる．Fig.
2.1.6-3 に測定例を示す．図中プロットが測定値であり，実線が測定値を再現する直線である． 本装置
で得られる熱伝導率の合成標準不確かさは最大 ±2.52 % である．

49

𝑑𝐸
1 𝑞 𝑑𝐸=𝑑 ln 𝑡 𝜆 4𝜋 𝑑𝑇(2.1.6-1)

A: Pressurizing
device (viscosity)

B: Pressure vessel(viscosity)

C: Capillary tube

D: Differential
pressure gauge

E: Syringe pump

F: Coriolis
flowmeter

G: Sight glass

H: Thermometer

I: Pressure gauge

J: Isothermal bath

K: Pressurizing
device (thermal
conductivity)

L: Pressure vessel(thermalconductivity)

M: Platinum wires

N: Lead wires

HeliumRefrigerant

G

K

A

Vacuum pumpP

I

Vacuum pump

F
F

E

T

D

T

ΔP1
Measuring
circuit

ΔP2

P

D.M.M

N

J
L

T

B

H
C

M

Fig. 2.1.6-1 Experimental apparatus for thermal conductivity and viscosity measurement

Mercury
relay
OFFWheatstonebridge circuit

Switch2

ON

Switch1

RC
100Ω

RD
Polarization Voltage

100ΩPower supply

R1

Pressure Vessel

R30~100Ω

100Ω

RL
D.M.M
RS
R2
100Ω

R4
0~100Ω

dummy circuit
Measurement circuit

Fig. 2.1.6-2 Measurement circuit for thermal conductivity

50Imbalanced voltage [V]

0.02
0.015
0.01
0.005
0
0

2

4
ln t

6

8

Fig. 2.1.6-3 Typical experimental result of thermal conductivity
粘度測定では，最も確立された細管式粘度測定法をベースに，出入口端での圧力損失を消去できるよ
うに考案したタンデム型細管法を用いたタンデム細管法を用いた．タンデム細管法は，長短二本の内径0.1mm の細径管に冷媒を層流で流すことにより，出入口の差圧および流量から粘度を算出する手法である．これまで必須であった装置定数が不要となり，粘度は下式 (2.1.6-2) により直接得ることができる．
本装置で得られる粘度の合成標準不確かさは最大±3.10 % である．

𝜂=𝜋(𝑎𝐿4 Δ𝑃𝐿 − 𝑎𝑆4 Δ𝑃𝑆 )8𝑞(𝐿𝐿 − 𝐿𝑆 )(2.1.6-2)

本プロジェクトで測定した冷媒の一覧を Table 2.1.6-1 に示す．測定データは未だ公開していない冷媒
や，
HFC32 や HFO1234yf など，
REFPROP 計算値の偏差の確認のために取得したデータも含まれている．
なお，HFO1234yf の REFPROP 計算値は，測定値を液側では偏差±3%以下で，蒸気側においては高圧域で偏差±5%以下，低圧域で偏差+10%程度で再現し，蒸気側の計算モデルに課題を残すものの，実用条件においては，REFPROP 計算値は測定値を良好に再現するといえる．

Refrigerants/Blends

HFC32

Table 2.1.6-1 List of measured refrigerants/blends
Measurement
range
Prediction
Properties
Pressure,
methodTemperature
Thermal conductivity
1 to 4 MPa
REFPROP
Ver. 10.0
40 to 140 ℃
Viscosity

1 to 4 MPa
40 to 140 ℃

Thermal conductivity

1 to 4 MPa
40 to 140 ℃

HFO1234yf

Viscosity

1 to 4 MPa
40 to 140 ℃

51

Reference

to be published

REFPROP
Ver. 10.0

to be published

REFPROP
Ver. 10.0

to be published

REFPROP
Ver. 10.0

to be publishedThermal conductivity

0.25 to 4 MPa
40 to 180 ℃

HFO1336mzz(E)Viscosity

0.25 to 4 MPa
40 to 180 ℃

Thermal conductivity

0.5 to 4 MPa
40 to 120 ℃

CF3I

Viscosity

0.5 to 4 MPa
40 to 120 ℃

Thermal conductivity
HFC32/HFO1234yf[68.9/31.1 mass%]

1 to 4 MPa-40 to 20 ℃

Viscosity

1 to 4 MPa-40 to 20 ℃

ECS model(NIST)

1, 2, 3

ECS model(NIST)

2, 4, 5, 6, 7

ECS model
by modified
EOS
ECS model
by modified
EOS
REFPROP
Ver. 10.0

to be published

REFPROP
Ver. 10.0

ongoing8

ongoing

新規冷媒候補物質の測定データは今後随時公開予定であるが，本報告書においては，測定値の掲載
は公表，未公表問わず差し控える．公表済み冷媒の熱伝導率および粘度のデータは参考文献一覧に示しているのでそちらを参照頂くことにし，本稿では測定データと REFPROP ver.10，本プロジェクトにより修正，あるいは新規作成された予測計算式との比較結果についてまとめる．比較結果を Fig. 2.1.64 から 2.1.6-6 に示している．測定対象の各種冷媒の測定範囲，予測計算モデルの種類は Table 2.1.6-1に示している通りであり，HFO1336mzz(E) の輸送性質は NIST Huber 博士 の協力により計算モデルを得ており，CF3I の輸送性質については本プロジェクトで開発された状態方程式を用いて計算される
拡張対応状態原理 (ECS モデル) による理論計算値である．

52

(a) Thermal conductivity(b) Viscosity
2.1.6-4 Deviation between experimental and correlated [9] transport properties of HFO1336mzz(E)(a) Thermal conductivity(b) Viscosity
2.1.6-5 Deviation between experimental and correlated [10] transport properties of CF3I(a) Thermal conductivity(b) Viscosity
2.1.6-6 Deviation between experimental and correlated transport properties of
HFC32+HFO1234yf [68.9/31.1 mass%]
53

Fig. 2.1.6-4 の R1336mzz(E)に関しては，熱伝導率，粘度ともにほとんどのデータを±2%以下で再現できており，計算値は測定値を良好に再現するといえる．超臨界圧域の一部データの偏差が 5%程度と大きくなるが，これは擬臨界温度近傍における物性値の急激な変化によるものであり，5%程度の偏差は許容できる．Fig. 2.1.6-5 の CF3I の計算値と測定値の偏差は小さく，計算結果は測定値を良好に再現できている．Fig. 2.1.6-6 の HFC32+HFO1234yf [68.9/31.1 mass%] においては，熱伝導率の計算結果は良好であるといえるが，粘度の計算結果の測定値との偏差は-8%と大きい．現時点ではまだ測定値が少ないため，これらの充実とともに，モデルの修正を検討すべきといえる．

参考文献
1） D. Mondal, K. Kariya, A. R. Tuhin, K. Miyoshi, A. Miyara, Int. J. Refrig., 129, 109-117 (2021)
2） A. R. Tuhin, D. Mondal, N. Amakusa, K. Kariya, A. Miyara, 2021 年度日本冷凍空調学会年次大会, D211 東京 (web 開催)(2021)
3） 三好克弥, D. Mondal, A. R. Tuhin, 仮屋圭史, 宮良明男, 2020 年度日本冷凍空調学会年次大会, D211 三重 (web 開催)(2020)
4） D. Mondal, K. Kariya, A. R. Tuhin, N. Amakusa, A. Miyara, Int. J. Refrig., 133, 267-275 (2022)
5） N. Amakusa, D. Mondal, A. R. Tuhin, K. Kariya, A. Miyara, HFO2021 2nd IIR Conference on HFOs and Low GWP blends, 1015,
Online (2021)
6） A. R. Tuhin, D. Mondal, N. Amakusa, K. Kariya, A. Miyara, 21st symposium on thermophysiacl properties, Boulder (Web
conference) (2021)
7） M. Morshed, A. R. Tuhin, K. Kariya, A. Miyara, The 13th Asian thermophysical properties conference (ATPC2022), 5103-1(2022)
8） A. R. Tuhin, D. Mondal, K. Kariya, A. Miyara, 2022 年度日本冷凍空調学会年次大会, A112 岡山 (2022)

2.2 次世代冷媒の状態方程式の開発
2.2.1 ヘルムホルツ型状態方程式
冷凍サイクルの性能計算や，熱交換器，圧縮機，配管等の構成機器の設計においては，冷媒の熱力学的状態量（飽和状態量，PVT 性質，エンタルピー，比熱，音速等）をさまざまな独立変数の組み合わせに対して機械的に計算しなければならない．高度に最適化された冷凍空調機器を設計するためには，これらの状態量を実測値と同程度の不確かさで計算できるような状態方程式が求められる．ヘルムホルツ
型状態方程式はこのような要求を満たす状態方程式の一形式であり，対応状態原理をその理論の基礎としている．冷凍空調分野では標準的な状態方程式の形式として広く採用されている．
2.2.2 単一冷媒の状態方程式
Peng-Robinson 式に代表される汎用 3 次型状態方程式に比べ，ヘルムホルツ型状態方程式はより多くの項を有し，その最適化には多くの実測値と高度な統計処理が必要である．ヘルムホルツ型状態方程式
は理想気体としての性質を表現する理想気体項と，主に分子間力に起因する実在流体と理想気体との差を表す残留項から構成される．前者は，推算や気体音速の実測値から外挿によって得られた理想気体比熱に基づいて解析的に決定する．一方，後者は，経験的に定めた関数形を実測値に合わせてフィッテン
グすることによって定式化する．最適化手法の詳細については文献 1-3)等を参照されたい．本プロジェク
トで開発した単一冷媒の状態方程式を，適用範囲および不確かさとともに Table 2.2.2-1 に示す．以下，
各状態方程式の概略について述べる．

54

Table 2.2.2-1 Pure-refrigerant equations of state developed in this project
Valid range
Tmax
pmax
(K)
(MPa)

Expected relative uncertainty (k = 2)
Vapor
DensitySound speedpressure

Refrigerant

Tmin
(K)

Reference

HCFO1224yd(Z)(Interim)
HCFO1224yd(Z)(Final)HFO1123

263

473

10

0.05

L: 0.1

V: 0.03

4

158

473

35

0.03

480

20

0.05

V: 0.03
L: 0.03
V: 0.02

5

196

HFO1336mzz(E)

200

410

5.7

0.1

V: 0.05

7, 8

HFO1234yf

122

410

100

0.1

166

450

100

0.07

V: 0.02
L: 0.05
V: 0.05
L: 0.08

2

HCFO1233zd(E)CF3I (Interim)

300

400

6

0.2

L: 0.03
V: 0.3
L: 0.05
V: 0.2
L: 0.15
V: 0.5
L: 0.1
V: 0.2
L: 0.05
V: 0.15
L: 0.2
V: 0.5

6

3
ongoing

HCFO1224yd(Z)（暫定式）
本プロジェクトで得られた実測値に基づいて HCFO1224yd(Z)の暫定式を開発した 4)．理想気体項は量
子化学計算および気体音速の実測値から求めた理想気体比熱を用い，残留項は臨界点，飽和蒸気圧，飽
和液密度および PVT 性質の実測値を用いて最適化した．この状態方程式は REFPROP10.0 に収録されている．本プロジェクトで得られた実測値は，いずれもほぼ測定不確かさの範囲内で再現されている．ただし，この暫定式を開発した後に公表された Fedele et al.の液密度データ 9)および Lago の液音速データ
10)は，暫定式の補外域において測定不確かさを超える偏差を示した．
HCFO1224yd(Z)（改良式）
暫定式の補外域において実測値の不確かさを超える偏差が確認されたため，残留項の関数形の再検討を行い，状態方程式を改良した 5)．改良式では Fedele et al.の密度データ 9)も測定不確かさの範囲内で再現されているほか，Lago による液体音速データ 10)も良好に再現されている．この状態方程式は NIST での評価も完了しており，次期 REFPROP に収録される見込みである． Fig. 2.2.2-1 に密度実測値の改良状
態方程式 5)からの偏差を示した．
HFO1123
前回のプロジェクトで開発した HFO1123 の暫定式 11)について，本プロジェクトで低温域の液体密度データを再取得したため，状態方程式の改良を行った 6)．改良式では液密度の再現性が向上しており，また関数形の見直しによって補外域での挙動もより信頼性が高いものとなっている．NIST での評価も完了しており，次期 REFPROP に収録される予定である．
HFO1336mzz(E)本プロジェクトで得られた臨界点，飽和状態量，PVT 性質，気体音速および理想気体比熱の値に基づ
き，HFO1336mzz(E)の暫定式を開発した 7)．いずれの実測値もほぼ測定不確かさの範囲内で再現されている．さらに，本プロジェクトで測定された粘性係数および熱伝導率の値を用い，輸送性質に対する ECS
モデルのパラメータ決定を行った．この状態方程式および ECS モデルは NIST での伝熱性能評価にも用いられ，熱伝達率の予測値と実測値との良好な一致が得られた 12)．一連の成果をまとめた論文 8)は近日中に公開予定である．この状態方程式も次期 REFPROP への収録が予定されている．

55

HFO1234yf
REFPROP10.0 に収録されている式 13)は，液体音速の再現性が劣ることが確認されたため，状態方程式の改良を行った 2)．この改良において得られたさまざまな知見は，HCFO1224yd(Z)，HFO1123 およびHFO1336mzz(E)の状態方程式開発にも応用されている．最終的な状態方程式は ISO TC96/SC8/WG7 の評価を経て 2022 年 7 月に改定された ISO17584（冷媒物性）14)に登録された．
HCFO1233zd(E)
REFPROP10.0 に収録されている式 15)の開発においては，整合していない飽和蒸気圧，気体音速および臨界定数が用いられた可能性があることが指摘されたため，状態方程式の改良を行った 3)．HFO1234yfの状態方程式開発で得られた知見と合わせて，この状態方程式の改良においても新たな知見が得られ，
本プロジェクトで開発された他の状態方程式に応用されている．この状態方程式も ISO TC96/SC8/WG7の評価を経て 2022 年 7 月に改定された ISO1758414)に登録された．Fig. 2.2.2-2 に密度実測値の改良状態
方程式 3)からの偏差を示した．
CF3I（暫定式）
REFPROP10.0 に収録されている CF3I の状態方程式 16)は，本プロジェクトで測定された液密度に対して大きな偏差が確認されたため，本プロジェクトの値に適合させた暫定状態方程式の開発を試みた．暫
定式は，表面張力の実測値や分子シミュレーション結果に対して Lemmon and Span 式 16)よりも高い整合性を示した．ただし，CF3I の取り扱いの難しさから本プロジェクトでの高圧側液密度や気体音速の測定が見送りとなったため，暫定式の確定には至っていない．
臨界領域および補外域での挙動制御について
残留項のフィッテングの際は，広い温度および圧力の範囲で状態方程式が熱力学的に妥当な挙動を示
すように，さまざまな誘導状態量の値，傾きおよび曲率の制御を行った．誘導状態量の制御の詳細については文献 2,3)に述べられている．このような操作は，経験的な関数形に基づく状態方程式の開発においては必要不可欠である．結果として，本研究で開発した全ての状態方程式は，実測値が存在しない臨界領域や補外域においても物理的に正しい挙動を示す．例として，HFO1234yf の改良式 2)から計算した定積比熱および定圧比熱を Fig. 2.2.2-3 に示す．

56

Fig. 2.2.2-1 Relative deviations in theexperimental density from calculated value withthe equation of state for HCFO1224yd(Z)5): (✕)
Fukushima et al.;17) (●) Sakoda and Higashi; 18)(*) Romeo et al.; 19) (□) Fedele et al. 9)

Fig. 2.2.2-2 Relative deviations in the experimental density from calculated
value with the equation of state for HCFO1233zd(E)3): (✕) Mondéjar al.;15)( ) Romeo et al.; 20) (◇) Fedele et al. 21)

Fig. 2.2.2-3 Isochoric heat capacity (left panel) and isobaric heat capacity (right panel) calculated from theequation of state for HFO1234yf 2). Isobars are shown at pressures of 0 (ideal gas), 0.5, 1, 1.5, 2, 3, 4, 5, 10,
20, 50, 100, 500, and 1000 MPa.

57

2.2.3 混合冷媒の状態方程式
混合冷媒の状態方程式は，単一冷媒の状態方程式をヘルムホルツ自由エネルギーの混合則によって組み合わせた多流体モデルによって構成される．混合系に対する 3 次型状態方程式のように関数形を単一冷媒と共有するモデルとは異なり，多流体モデルは高度に最適化された単一冷媒のヘルムホルツ型状態
方程式をそのまま用いることができる．本プロジェクトでは Kunz-Wagner モデル（KW モデル）22,23)と呼ばれる多流体モデルを採用した．このモデルは REFPROP10.0 でも採用されており，2 成分系に対し 5個の混合パラメータが用いられる．これらのパラメータは通常 PVT 性質や気液平衡の実測値に合わせて決められる．KW モデルの詳細は文献 22,23) を参照されたい．KW モデルを混合冷媒に適用した例として文献 24)がある．
本プロジェクトで開発した混合モデルを，気液平衡および密度に対する不確かさとともに Table 2.2.31 に示す．以下，各混合モデルの概略について述べる．
Table 2.2.3-1 Mixture models developed in this project
Refrigerant mixture
HFC32/HFO1123
HFO1123/HFO1234yf
HFO1234yf/HC290

Expected relative uncertainty(k = 2)†VLE
DensityPure-fluid EOS
HFC32: Tillner-Roth and Yokozeki25)
HFO1123: Akasaka et al.6)
HFO1123: Akasaka et al. 6)
HFO1234yf: Richter et al. 13)
HFO1234yf: Richter et al. 13)
HC290: Lemmon et al.26)

0.2
1.0
0.2

L: 0.2
V: 1.0
L: 0.2
V: 1.0
L: 0.2
V: 0.4

Reference
27
27
28†Uncertainties in the VLE indicate relative deviations between experimental and calculated bubble-point pressures.

HFC32/HFO1123 系
本プロジェクトで得られた PVT 性質および気液平衡の実測値に合わせた混合モデルを開発した 27)．
単一冷媒の状態方程式として，HFC32 は Tillner-Roth and Yokozeki 式 25)を，HFO1123 は本プロジェクトで開発した状態方程式 6)をそれぞれ用いた．本プロジェクトで得られた実測値 28)は良好に再現されており，臨界温度の実測値とモデルからの計算値もほぼ一致する結果が得られた． Fig. 2.2.3-1 は，この系に対する混合モデルから計算した沸点・露点曲線を気液平衡の実測値 28)とともに示したものである．

Fig. 2.2.3-1 Bubble- and dew-point curves calculated from the mixture model for HFO32/HFO1123 mixtures27)
and experimental data for the isothermal vapor-liquid equilibrium.28)

HFO1123/HFO1234yf 系
本プロジェクトで得られた PVT 性質および気液平衡の実測値に合わせた混合モデルを開発した 27) ．

58

単一冷媒の状態方程式として，HFO1123 は本プロジェクトで開発した状態方程式 6) を，HFO1234yf はRichter et al.式 13) をそれぞれ用いた．本プロジェクトで得られた実測値 28,29)はほぼ不確かさの範囲内で再現されている．この混合モデルは，HFO1234yf に対して本プロジェクトで開発した Lemmon andAkasaka 式 2)を用いた場合も同様の再現性が得られることが確認されている．Fig. 2.2.3-2 は，この系に対する混合モデルから計算した沸点・露点曲線を気液平衡の実測値 28,29)とともに示したものである．

Fig. 2.2.3-2 Bubble- and dew-point curves calculated from the mixture model for HFO1123/HFO1234yf
mixtures27) and experimental data for the isothermal vapor-liquid equilibrium.28,29)

HFO1234yf/HC290 系
本プロジェクトで得られた PVT 性質と，気液平衡の文献値 30)に基づいた混合モデルを開発した 31)．
いずれの実測値もモデルによって良好に再現されている．また，このモデルの臨界域での数値的安定性
は，先に公表されたモデル 32)よりも優れていることが確認されている．

2.2.4 REFPROP 10.0N について2018 年に公開された REFPROP10.0 に，本プロジェクトで開発した単一冷媒の状態方程式および混合
冷媒の混合モデルを追加し，REFPROP10.0N としてプロジェクト内で共有している．10.0N には Table
2.2.4-1 に示す流体定義ファイル（FLD ファイル）および混合パラメータが含まれている．これらの FLD
ファイルを使った計算の一例として，REFPROP10.0N 上で作成した HFO1336mzz(E)の p-h 線図を Fig.
2.2.4-1 に示す．
Table 2.2.4-1 FLD files and mixing parameters included in REFPROP10.0N
FLD file
Additional mixing parameters in HMX.BNC

R1224YDZ.FLD, R1123.FLD, R1234YF.FLD,
R1233ZDE.FLD, R1336MZZE.FLD, CF3I.FLD
HFC32/HFO1123, HFO1123/HFO1234yf, HFO1234yf/HC290

59

Fig. 2.2.4-1 Pressure-enthalpy diagram of HFO1336mzz(E) plotted on REFPROP 10.0N.

参考文献
1) E.W. Lemmon, R.T. Jacobsen: J. Phys. Chem. Ref. Data 34, 69 (2005).
2) E. W. Lemmon, R. Akasaka: Int. J. Thermophys., 43, 119 (2022).
3) R. Akasaka, E. W. Lemmon: J. Phys. Chem. Ref. Data, 51, 023101 (2022).
4) R. Akasaka, M. Fukushima, and E. W. Lemmon: 21th European Conference on Thermophysical Properties, Graz, Austria, September
3-8. (2017).
5) R. Akasaka, E. W. Lemmon: 21th Symposium on Thermophysical Properties (online), June 20-25, (2021).
6) R. Akasaka, Y. Higashi, N. Sakoda, S. Fukuda, and E. W. Lemmon: Int. J. Refrig., 119, 457 (2020).
7) R. Akasaka, L. D. Simoni, and E. W. Lemmon: 19th International Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue (online),
West Lafayette, IN, USA, July 11-14, (2022).
8) R. Akasaka, M. L. Huber, L. D. Simoni, and E. W. Lemmon, to be published in Int. J. Thermophys., (2022).
9) L. Fedele, S. Bobbo, M. Scattolini, C. Zilio, and R. Akasaka: Int. J. Refrig., 118, 139 (2020).
10) S. Lago, private communication, (2020).
11) R. Akasaka, M. Fukushima, and E. W. Lemmon: 16th International Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue, West
Lafayette, IN, USA, July 11-14, (2016).
12) M.A. Kedzierski, L. Lin: Tech. Rep. NIST Technical Note 2125, National Institute of Standards and Technology, Gaithersburg,
MD, USA (2020).
13) M. Richter, M.O. McLinden, and E.W. Lemmon: J. Chem. Eng. Data 56, 3254 (2011).
14) International Organization for Standardization: ISO/DIS 17584 Refrigerant Properties (2022).
15) M. E. Mondéjar, M. O. McLinden, and E. W. Lemmon: J. Chem. Eng. Data 60, 2477 (2015).
16) E. W. Lemmon, R. Span: J. Chem. Eng. Data, 60, 3745 (2015).
17) M. Fukushima, H. Hayamizu, and M. Hashimoto; 16th International Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue,
West Lafayette, IN, USA, July 11-14, (2016).
18) N. Sakoda, Y. Higashi; J. Chem. Eng. Data 64, 3983 (2019).
19) R. Romeo, S. Lago, and P. A. Giuliano Albo: Proceedings of the 12th Asian Thermophysical Properties Conference, Xi'an, China,(2019).
20) R. Romeo, P. A. Giuliano Albo, S. Lago, and J. S. Brown, Int. J. Refrig. 79, 176 (2017).
21) L. Fedele, M. Pierantozzi, G. Di Nicola, J. S. Brown, and S. Bobbo, J. Chem. Eng. Data 63, 225 (2018).
22) O. Kunz, W. Klimeck, W. Wagner, M. Jaeschke: GERG Technical Monograph, Vol. 15 (2004).
23) O. Kunz, W. Wagner: J. Chem. Eng. Data 57, 3032 (2012).

6024) R. Akasaka: Fluid Phase Equilib. 358, 98, (2013).
25) R. Tillner-Roth, A. Yokozeki: J. Phys. Chem. Ref. Data, 26, 1273 (1997).
26) E. W. Lemmon, M. O. McLinden, and W Wagner: J. Chem. Eng. Data, 54, 3141 (2009).
27) R. Akasaka, E. W. Lemmon: The 6th IIR Conference on Thermophysical Properties and Transfer Processes of Refrigerants (online),
September 1-3, (2021).
28) H. Miyamoto, T. Saito, N. Sakoda, U. Perera, T. Ishii, K. Thu, and Y. Higashi: Int. J. Refrig., 119, 340 (2020).
29) N. Sakoda, J. Shiheng, M. Nakazaki, Y. Takata, and Y. Higashi: The 25 th IIR International Congress of Refrigeration, Montreal,
Canada, (2019).
30) Q. Zhong, X. Dong, Y. Zhao, H. Li, H. Zhang, H. Guo, and M. Gong: Int. J. Refrig. 81, 26 (2017).
31) R. Akasaka, S. Fukuda, K. Miyane, and Y. Higashi: J. Chem. Eng. Data, 67, 346 (2022).
32) Q. Zhong, X. Dong, Y. Zhao, H. Zhang, J. Wanga, H. Guo, J. Shen, and M. Gong: J. Chem. Thermodyn., 129, 36 (2019).

61

2.3 次世代冷媒のサイクル特性を考慮した性能評価
2.3.1 ヒートポンプサイクル基本特性の熱力学的解析
九州産業大学では熱力学的解析による混合冷媒のサイクル計算を行い，混合冷媒の最適組成の検討を行った．
まず計算条件に対する計算結果の差異を検討するために，HFO1234yf/HFC32/CO2 混合冷媒に対して凝縮温度を変化させた計算を行った．Table 2.3.1-1 に計算条件を示す．混合冷媒に関しては温度すべりがあるため，露点沸点の平均温度が凝縮温度と蒸発温度になるように計算し，圧縮機における断熱圧縮効率は 0.85 とした．Fig. 2.3.1-1 に計算結果を示す．実線および破線は COP および GWP の等値線であり，COP の結果は R410A の COP に対する比率である．COP0.8 の等値線は凝縮温度が上昇するに従って，
CO2 比率が低い方へ動いている．つまり CO2 の比率が高い混合冷媒ほど凝縮温度上昇における COP 低
下が大きくなっている．これは CO2 の臨界温度が 30.978°C と低く，凝縮温度が高くなると蒸発潜熱の低下もしくは超臨界になるためである．しかしながら，CO2 比率以外の全体的な COP 等値線の傾向はあまり変わらないため，臨界温度に近いもしくは超える温度条件でない限り，凝縮温度は冷媒組成の違い
による COP の大小にあまり影響しないと言える．また，蒸発温度についても同様に値を変更したが，こちらも冷媒組成の違いによる COP の大小にあまり影響しなかった．
Table 2.3.1-1 Calculation conditions of HFO1234yf/HFC32/CO2

CO2

0.80

CO2
100
150
200

100
150
200

0.75
0.80
0.90
0.95

0.90
0.95
1.00

1.00

1.00
HFO1234yf

HFC32

HFO1234yf

HFC32(a) Cond. Temp. 20 °C(a) Cond. Temp. 30 °C(c) Cond. Temp. 40 °C
Fig. 2.3.1-1 Calculation results of HFO1234yf/HFC32/CO2 by condensation temperature.

次に CF3I/HFC32/HFC125 混合冷媒に対して，凝縮温度 25°C，蒸発温度-3°C，過熱度 3K および過冷度
0K でサイクル計算を行った．Fig. 2.3.1-2 に計算結果を示す．(a)，(b)，(c)および(d)はそれぞれ R410A に対する COP 比，R410A に対する体積能力比，GWP および蒸発器における温度すべりである．Fig. 2.3.12(a)の COP 比は CF3I の比率が 0.8 付近で最も高く，
CF3I/HFC32 の比率が 0.7/0.3 mass%付近および HFC125
単体付近が最も低いが全体的に R410A の COP と同程度の結果ある．
Fig 2.3.1-2(b)の体積能力比は HFC32の比率が高いほど高くなる．Fig 2.3.1-2(c)の GWP は HFC125 の比率が高いほど高くなり，GWP が 500以下の組成領域は CF3I 単体付近から CF3I/HFC32 の比率が 0.4/0.6 mass%付近のみである．Fig 2.3.1-2(d)の温度すべりは CF3I の比率が高い領域で 10K 以上と高く，HFC32 および HFC125 の比率が高くなるほど低くなる．以上を踏まえた上で，CF3I/HFC32/HFC125 混合冷媒における最適組成領域を決定する．
Fig 2.3.1-3 に CF3I/HFC32/HFC125 の三角図に COP 比の等値線 0.98 および 0.95，体積能力比の等値線
1.00，GWP の等値線 500 および温度すべりの等値線 5K を記載したものを示す．最適組成の選定条件として，COP 比が 1 程度，体積能力が 1 以上，GWP が 500 以下および温度すべりが 5K 以下とする．この62

すべてを満たす組成は赤い領域となる．よって CF3I/HFC32/HFC125 混合冷媒の最適組成は CF3I/HFC32の比率が 0.6/0.4 mass%と 0.3/0.7 mass%の間であり，HFC125 を数％程度付加したものである．
HFC125

HFC125
0.8
0.85
0.90
0.95
1.00

0.95

0.98
1.00
1.00
0.98
CF3I

0.98
0.95
HFC32

CF3I

HFC32

(a) COP(b) volumetric capacity

HFC125

HFC125

1K
3K
5K
10K

500
300
100
CF3I

HFC32

CF3I

(c) GWP

HFC32(d) Temperature glid of eva.

Fig. 2.3.1-2 Calculation results of CF3I/HFC32/HFC125

Fig. 2.3.1-3 optimum mix composition of CF3I/HFC32/HFC125

63

次に CF3I/HFC32/R1123 混合冷媒に対しても，凝縮温度 25°C，蒸発温度-3°C，過熱度 3K および過冷
度 0K でサイクル計算を行った．Fig. 2.3.1-4 に計算結果を示す．(a)，(b)，(c)および(d)はそれぞれ
R410A に対する COP 比，R410A に対する体積能力比，GWP および蒸発器における温度すべりである．Fig. 2.3.1-4(a)の COP 比は R1123 の比率が高い領域で若干低くなるが，その他の比率では R410A と同程度の結果である．Fig 2.3.1-4(b)の体積能力比は HFC32 および R1123 の比率が高いほど高くなる．
Fig 2.3.1-4(c)の GWP は HFC32 の比率が高いほど高くなり，GWP が 500 以下の組成領域は HFC32 の比率が 0.7 mass%以下である． Fig 2.3.1-4(d)の温度すべりは CF3I の比率が高い領域で 15K 以上と高いが，CF3I の比率が 0.3 程度以下では 1K 以下となっておる．以上を踏まえた上で，CF3I/HFC32/R1123
混合冷媒における最適組成領域を決定する．
Fig 2.3.1-5 に CF3I/HFC32/R1123 の三角図に COP 比の等値線 0.98 および 0.95，体積能力比の等値線
1.00，GWP の等値線 300，500 および温度すべりの等値線 1K を記載したものを示す．最適組成の選定条件として，COP 比が 1 程度，体積能力が 1 以上，GWP が 500 以下および温度すべりが 1K 以下とする．このすべてを満たす組成は図中の赤い領域となる．よって CF3I/HFC32/R1123 混合冷媒の最適組成
は選択範囲が広く，GWP300 以下においても最適組成領域が存在する．
HFO1123

HFO1123
1

1.1

3

0.5

5
10

1.0
0.9

1

15

1.2

0.8
0.5

CF3I

CF3I

HFC32

HFC32

(a) COP(b) volumetric capacity

HFO1123

HFO1123

100

1

200

3
5

300
10

400
15

500

0.5
1

0.5
CF3I

HFC32

CF3I

HFC32

(c) GWP(d) Temperature glid of eva.
Fig. 2.3.1-4 Calculation results of CF3I/HFC32/R1123

64

Fig. 2.3.1-5 Optimum mix composition of CF3I/HFC32/HFC125
ここまで熱力学的解析にて最適組成の検討を行ったが，この検討方法はあくまでも理論的に計算した結果である．しかし，この結果は実際にヒートポンプにて作動させた場合とは異なることがある．例えば，熱力学的解析を行うと，低圧冷媒（高沸点冷媒）ほど COP が高くなる傾向になります．しかし，実際のサイクルにおいては低圧冷媒の圧力損失が大きい傾向があり，COP は高圧冷媒に比べて低下する傾向になる．そのため，圧力損失を考慮せずに COP を比較し，最適組成を決定することは困難です．また，温度すべりに関しても理論計算では露点および沸点が何°C になっても構わないが，実機では熱交換を行う熱源流体側の温度があるため，温度に制限がある．そこで，熱交換器性能および圧力損失を考慮した計算を行う．
まず，熱交換器性能の計算について説明する．Fig. 2.3.2-6 に熱交換器内における冷媒と熱源流体の温度変化を示す．赤，青および水色の線がそれぞれ凝縮器の冷媒，蒸発器の冷媒および熱源流体を示す．
この内部の温度変化を直線近似できるように細分化し，次式において熱交換器性能を示す KA(熱通過率×伝熱面積)を一定となるように計算を行う．実機ではこの KA は熱交換器の種類，冷媒の熱伝達率など
様々な要因で決まってくるが，KA を一定にすることはそれぞれの冷媒に対して最適化した熱交換器を使用することとなる．
𝛿𝑄 = 𝛿(𝐾𝐴𝑐 (0)) 𝛥𝑇𝑚𝑐 (0)𝛥𝑇𝑚𝑐 (0) =(2.3.1-1)[𝑇𝑐 (0) − 𝑡𝑤𝑐 (0)] − [𝑇𝑐 (1) − 𝑡𝑤𝑐 (1)][𝑇 (0) − 𝑡𝑤𝑐 (0)]ln ( 𝑐)[𝑇𝑐 (1) − 𝑡𝑤𝑐 (1)](2.3.1-2)𝑚

𝐾𝐴 = ∑ 𝛿(𝐾𝐴𝑐 (𝑖))𝑖=0(2.3.1-3)

次に圧力損失について説明する．圧力損失についても熱交換器性能と同様に熱交換器の種類や冷媒の種類など様々な要因で決まってくる．しかし，最適組成を検討する際に熱交換器の形状をあらかじめ決
定しておくことは不可能である．そこで過去に測定した実験結果による相関式を導入する．Fig. 2.3.2-7に過去に測定した熱交換器内の圧力損失の実験結果を示す．横軸は圧縮機入口の冷媒密度に蒸発器出入口の冷媒比エンタルピを乗じた値である体積能力である．また，この実験結果に使用した実験冷媒を記載しており，様々な作動圧の冷媒を使用している．図中の実線はこの結果から作成した相関式である．

65

Fig. 2.3.1-6 Temperature distribution in heat exchanger

Fig. 2.3.1-7 Pressure loss in heat exchanger
この計算方法により，HFC32/HFO1234yf 混合冷媒の COP を算出した．Table 2.3.1-2 に計算した計算条件を示す．Tw，SH および ηadi はそれぞれ熱交換器を流れる熱源水の出入口温度，過熱度および断熱圧
縮効率である．Fig. 2.3.2-8 に混合物における HFC32 の比率に対する COP 比(R410A 比)を示す．赤および青はそれぞれ熱交換器性能および圧力損失を考慮した計算結果および理論的熱力学的解析の計算結果である．熱交換器性能および圧力損失を考慮した計算結果では HFC32 の比率が増加するほど COP 比が増加している．これは HFC32 の比率が増加するほど体積能力が増加し圧力損失が減少するためである．これはサイクル実験の結果と同様の傾向である．しかしながら熱力学的解析結果ではHFC32/HFO1234yf [0.6/0.4 mass%]付近が最も COP 比が低くなっている．このように熱交換器性能および圧力損失を考慮することにより，サイクル実験結果と傾向が近い COP 比を算出することが出来き，最適組成の検討がより実施しやすくなる．
Table 2.3.1-2 Calculation conditioninTw_cond [°C]Tw_eva [°C]
SH [K]
η_ adi
KA

out
30
15
3
0.85
0.25

66

45
7

1.04 HFC32/HFO1234yf

COP [-]

1.02
1
0.98
Consideration KA,P loss
Thermodynamics

0.96
0

0.2

0.4
0.6
xR32 [-]

0.8

Fig. 2.3.1-8 Calculation results of HFC32/HFO1234yf

67

1

2.3.2 ヒートポンプサイクル基本特性の実験的評価
2.3.2.1 実験装置
新冷媒及び既存冷媒のサイクル性能特性を同一の実験装置で測定・評価することを目的として，九州大学筑紫キャンパスに設置したヒートポンプサイクル実験装置を使用してデータを取得した．実験装置の概略図を Fig.2.3.2-1 に示す．また，実験で使用している熱交換器および圧縮機の仕様を Table 2.3.2-1
および Table 2.3.2-2 に示す．本実験装置は，熱交換特性を正確に評価するために水熱源方式を採用している．

Fig.2.3.2-1

Experimental apparatus

Table 2.3.2-1 Heat exchangers (Double tube type)
Outer diameter
Inner diameter
Length [mm]
[mm]
[mm]
Condenser
andEvaporator

Tube

Outer tube

15.88

13.88

7200

SmoothInner tube

9.53

7.53

7200

GroovedTable 2.3.2-2 CompressorType
RPM range
Upper limit of discharge temperature
Lubricant oil
Cylinder volume

Scroll compressor
1500 – 1600 rpm
120 oCPOE VG68
11 cm32.3.2.2 冷媒および実験条件
同実験装置でこれまでに測定した冷媒を Table 2.3.2-3 に整理した．各実験条件として設定した温度はTable 2.3.2-4 に示す通りである．暖房運転においては，熱交換後の凝縮器熱源水の温度によって高負荷条件と低負荷条件を設定した．また，冷房運転においては，凝縮器熱源水と蒸発器熱源水の温度設定によって空気熱源と水熱源を模擬した．なお，本リストには過去のプロジェクトで測定した冷媒も含んでいる．

68

Table 2.3.2-3 List of refrigerants used in the study
Refrigerant
Experimental conditions
Publications
R410A
Heating (High)，Heating (Low)， Applied Thermal Engineering 181
Cooling (Air)，Cooling (Water)(2021) 1159521)
R32
Heating (High)，Heating (Low)， Purdue Conferences 2018, 23392):
Heating (High) ， Heating (Low) ，
Cooling (Air)
Cooling (Air)
R32/R1234yf (42/58 mass%)
Applied Thermal Engineering 181(2021) 1159521) ：Heating (High)，
Heating (Low)
R32/R1234yf (22/78 mass%)
Heating (High)，Heating (Low)， Applied Thermal Engineering 181(R454C equivalent)
Cooling (Air)，Cooling (Water)(2021) 1159521): Heating (High) ，Heating (Low)Heat Transfer Engineering,
DOI:
10.1080/01457632.2020.17769973):
Cooling (Air)
R32/R1234yf/R744 (22/72/6
International Journal Refrigeration
mass%)
121 (2021) 289-3014): Heating(High)，Heating (Low)，Cooling (Air)
R32/R1123 (58/42 mass%)
Heating (High)，Heating (Low)， Purdue Conferences 2018, 23392):
Cooling (Air)
Heating (High) ， Heating (Low) ，
R32/R1123 (46/54 mass%)
Cooling (Air)
R32/R1123 (42/58 mass%)
R32/R1234yf/R1123 (21/19/60
mass%)
R32/R1234yf/R1123(21/39/40
mass%)

Heating (High)，Heating (Low)，
Cooling (Air)，Cooling (Water)

R404A
R32/R1234yf/CO2(22/72/6
mass%)
R32/R1234yf/CO2(22/75/3
mass%) (R455A equivalent)

Cooling (Water), Refrigeration
Cooling (Water)

Unpublished

Cooling (Water), Refrigeration

Table 2.3.2-4
Conditions

Condenser side heattransfer media [ºC]

Evaporator side heattransfer media [ºC]

Heating (High load)

20 → 45

15 → 9Heating (Low load)

20 → 30

15 → 9Cooling (Air source)

30 → 45

20 → 10

Cooling (Water source)

30 → 35

12 → 7

Refrigeration

30 → 35

Cond.1: 10 → 0
Cond.2: 7 → -3
Cond.3: 4 → -6

69

2.3.2.3 実験結果
二成分混合冷媒 HFO1234yf/HFC32（重量比 78%/22%）及び三成分混合冷媒 HFO1234yf/HFC32/CO2（重量比 72%/22%/6%）の結果を Fig.2.3.2-2 に示す．実験条件によっては，HFC32/HFO1234yf 二成分混合冷媒の COP は R410A と同等以上であり，R32 の COP と同程度の COP が得られる条件もあることがわかった．しかし，HFO1234yf の比率を高くするほど COP が低下する．一方，三成分混合冷媒については，三角図を使って理論的なサイクル性能の評価を行った．そして，GWP150 以下を達成し，かつ，R410Aと同等以上の COP を得られる組成について実験した結果，三成分混合冷媒（HFC32/HFO1234yf/CO2 =22/72/6）の COP は，二成分混合冷媒（HFC32/HFO1234yf = 22/78）の COP と同等または下回ることが明らかとなった．

Heating1 Optimum charge amount

7

8.5
8
7.5
R410A
HFC32
HFC32/HFO1234yf(42/58mass%)
HFC32/HFO1234yf(28/72mass%)
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)

7
6.5

6

6.5

COPh,cycle[-]COPh,cycle[-]9

Cooling Optimum charge amount

Heating2 Optimum charge amount

1.4

1.6

1.8

2

2.2

2.4

QCOND[kW]5.5

COPc,cycle[-]

9.5

6
5.5
5
R410A
HFC32
HFC32/HFO1234yf(42/58mass%)
HFC32/HFO1234yf(28/72mass%)
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)

4.5
2.6

4

2.8

1.4

1.6

1.8

2

2.2

2.4

QCOND[kW]

5
4.5
4
R410A
HFC32
HFC32/HFO1234yf(42/58mass%)
HFC32/HFO1234yf(28/72mass%)
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)

3.5
2.6

3

2.8

1.2

1.4

1.6

1.8

2

QEVA [kW]

2.2

2.4

2.6

Fig.2.3.2-2 Compare COP of zeotropic mixture refrigerants of HFC32/HFO1234yf with that of existing
refrigerant.
(Heating 1 = Low load: Evaporator 15℃→ 9℃，Condenser 20℃→30℃，
Heating 2 = High load: Evaporator 15℃→ 9℃，Condenser 20℃→45℃，
Cooling = Air source: Evaporator 20℃→ 10℃，Condenser 30℃→45℃).
AHRI cooling Optimum charge amount

COPc,system [-]6
HFO1123 を含む 3 成分系混合冷媒 HFC32/HFO1234yf/HFO1123 の実験結果を
Fig.2.3.2-3 及び5.5
Fig.2.3.2-4 に示す．Fig.2.3.2-3 は，HFC32/HFO1234yf/HFO1123 = 21.2/38.5/40.3 mass%について，R410A
5及び HFC-HFO ２成分系混合冷媒 HFC32/HFO1234yf = 22/78 mass%，さらに二酸化炭素を添加した 3
4.5
成 分 系 混 合 冷 媒 HFC32/HFO1234yf/CO 2 = 22/72/6 mass% と シ ス テ ム
COP を 比 較 し て い る ．
4
HFC32/HFO1234yf/HFO1123 の シ ス テ ム COP は ， 低 加 熱 モ ー ド に
おける２成分系混合冷媒
3.5
HFC32/HFO1234yf や３成分系混合冷媒 HFC32/HFO1234yf/CO 2 よりも高く，R410Aに匹敵する値であ30.8
1
1.2 1.4 1.6 1.8
ることがわかった．またシステムの性能は，冷媒凝縮温度と凝縮器熱媒との温度差に大きく影響を受
QEVA [kW]け，温度差が大きいほど性能が低下することが明らかとなった．

Heating1 Optimum charge amount
6

7.5
7
6.5
6
5.5

5.5

5.5

COPh,system [-]COPh,system [-]8

Heating2 Optimum charge amount

1.4 1.6 1.8

2

5
4.5
4

4
3.5
3

3

2.5

2.2 2.4 2.6 2.8

1.4 1.6 1.82

2.2 2.4 2.6 2.8

QCOND [kW]R410A(a) Low heating mode
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)
HFC32/HFO1234yf/CO 2(22/72/6mass%)
HFC32/HFO1234yf/HFO1123(21.2/38.5/40.3mass%)

4.5

3.5

QCOND [kW]Fig. 2.3.2-3Cooling Optimum charge amount5

COPc,system [-]

8.5

R410A
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)
HFC32/HFO1234yf/CO 2(22/72/6mass%)
HFC32/HFO1234yf/HFO1123(21.2/38.5/40.3mass%) 0.74kg(b) High heating mode

R410A
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)
HFC32/HFO1234yf/CO 2(22/72/6mass%)
HFC32/HFO1234yf/HFO1123(21.2/38.5/40.3mass%)
0.77kg
The system COP of HFO1123 mixture70

1.2 1.4 1.6 1.82

2.2 2.4 2.6

QEVA [kW](c) Cooling mode

R410A
HFC32/HFO1234yf(22/78mass%)
HFC32/HFO1234yf/CO 2(22/72/6mass%)
HFC32/HFO1234yf/HFO1123(21.2/38.5/40.3mass%) 0.79kg

HFC32/HFO1234yf/HFO1123 = 21/19/60mass%の場合の結果を Fig.2.3.2-4 に示す．HFO1123 を混合した
三成分冷媒は，比較的負荷の小さい領域では HFC32/HFO1234yf = 22/78mass%よりも COP が低いが，負荷が大きくなった場合に HFC32/HFO1234yf = 22/78mass%のような COP の低下が顕著には見られず，
HFC32/HFO1234yf = 22/78mass%と同等以上の COP となることがわかった．

(a) Cooling (Air source)(b) Heating (High load)
Fig.2.3.2-4 Comparison of the system COP of a HFO1123 mixture
R404A 及び，CO2，R32，R1234yf の 3 成分混合冷媒 R455A について冷凍能力 1.0 kW の場合のシステ
ム COP を Fig.2.3.2-5 に示す．横軸は冷媒充填量であり，実験装置の制御可能な範囲内で冷媒充填量を変化させた．本実験装置に対しては，R404A は充填量 0.7〜0.8 kg の範囲でシステム COP が最も高くなるのに対して，R455A の場合は最適な充填量は 0.7 kg よりも少ないことがわかった．測定した範囲において，システム COP は R455A よりも R404A の方が高い．しかし，実験装置の仕様が R455A には最適ではないと思われるため，それぞれの冷媒に対して最適なシステム設計を行えば，同等レベルのシステム
COP を達成できる可能性がある．条件 3 における圧縮機の圧力比と吐出温度を Fig.2.3.2-6 に示す．設定
した温度条件で運転する場合，R455A は R404A に比べて圧力比が大きく，吐出温度も高い．冷媒充填
量が多いほど圧力比及び吐出温度が上昇するため，R455A の場合は充填量をさらに削減して圧力比が小さくなるような条件で運転できれば，システム COP を改善できると思われる．

Fig.2.3.2-5 Comparison of R404A and R455A at 1.0 kW

71

Fig.2.3.2-6 Pressure ratio and discharge temperature at 1.0 kW in condition 3

参考文献
1) K. Thu, K. Takezato, N. Takata, T. Miyazaki, Y. Higashi: Applied Thermal Engineering 181, 115952 (2021).
2) S. Koyama, T. Miyazaki, J. Hirayama, N. Takata, Y. Higashi: Purdue Conferences 2018, 2339 (2018).
3) T. Takezato, S. Senba, T. Miyazaki, N. Takata, Y. Higashi, K. Thu: Heat Transfer Engineering, 42, 13 (2021).
4) K. Thu, K. Takezato, N. Takata, T. Miyazaki, Y. Higashi, International Journal Refrigeration 121, 289, (2021) .

72

3.構成要素のデータ取得とモデリング，定式化
3.1 熱交換器
3.1.1 熱交換器伝熱特性データの取得
3.1.1.1 円管内の相変化伝熱(1) 実験装置およびデータ整理方法
Fig. 3.1.1.1-1 に実験装置の概略を示す．本実験装置は蒸気圧縮式強制循環ループであり，オイルセパ
レータ出口と圧縮機入口を結ぶバイパスループが設けられている．循環恒温槽から予冷器，凝縮テスト
セクションおよび過冷器に冷却水が循環し，蒸発テストセクションおよび過熱器に加熱水が循環する．
冷媒はオイルセパレータで冷凍機油が分離された後に予冷器に流入する．予冷器では冷媒乾き度が調整され，凝縮テストセクションで凝縮する．その後，過冷器で完全に液化し，液だめ，質量流量計を経て膨張弁で減圧される．続いて電気加熱式の予熱器で乾き度が調整され，蒸発テストセクションで蒸発し，水加熱式の過熱器で完全に気化して圧縮機に戻る．冷媒の流量および圧力は主に圧縮機の回転数，膨張
弁開度およびバイパス開度によって調整される．混合冷媒の実験ではサンプリングポートから少量の冷媒過冷液をベッセルに採取し，ガスクロマトグラフで循環組成が測定される．

Fig. 3.1.1.1-1 Measurement setup.
Figs. 3.1.1.1-2(a)および(b)にそれぞれ，凝縮テストセクションおよび蒸発テストセクションの概略図を示す．
二重管式対向流型熱交換器（サブセクション）を形成しており，冷媒は内管の中を流れ，熱源水は環状流路を流れる．テストセクション出入口の冷媒混合室では，冷媒の圧力および混合平均温度がそれぞれ絶対圧力計および K 型熱電対によって測定される．また，差圧計によって入口側の冷媒混合室と各サブセクション前後の断熱された部分との差圧が測定される．各サブセクションの圧力損失測定区間長は 604 mm，有効伝熱長さは 414 mm である．各サブセクション中央部の管外壁面には，壁面温度測定のために T 型熱電対が上下左右 4 点に埋め込まれている．ウォータージャケット出入口に設置された水混合室では，熱源水の混合平均温度が白金測温抵抗体によって測定され，交換熱量を求めることができる．なお，飽和温度（混合冷媒の場合は露点と沸点の平均）は凝縮実験の場合約 40 °C，沸騰実験の場合約 10 °C とし，冷媒の物性は REFPROP
Ver.10.01）を用いた．

Table 3.1.1.1-1 に本実験で用いた平滑管および内面らせん溝付管の仕様を示す．Fig. 3.1.1.1-3 は溝付管の管断面写真を示す．表中の等価内径溝付管の実流路断面積と等しい流路断面積を有する平滑管内の内径であり，面積拡大率はねじれ角を考慮した溝付管の実伝熱面積と等価内径の伝熱面積の比である．

73

(a) condenser(b) evaporator

Fig. 3.1.1.1-2 Test section.

Fig. 3.1.1.1-3 Cross-sectional view of the tested microfin tube.
Table 3.1.1.1-1 Dimensions of the tested smooth and micfofin tines.
Outer diameter do [mm]Equivalent inner diameter deq [mm]Fin height hfin [mm]Helical angle  [°]Apex angle γ [°]Number of fins Nfin
Surface enlargement A

ST

MT60

6.02
5.22
1

6.03
5.21
0.269
18
15
60
2.62

(2) 凝縮流における凝縮熱伝達率および圧力損失
・単一冷媒 HFC32，HFO1234ze(E)および HFO1234yf
Fig. 3.1.1.1-4 に平滑管 ST 内の HFC32，HFO1234ze(E)および HFO1234yf の凝縮熱伝達率の測定結果および原口ら 2）の式による予測結果を示す．(a)および(b)はそれぞれ質量速度 200 と 300 kg m−2s−1 の結果である．同一条件における冷媒ごとの熱伝達率は HFC32 が最も高く，HFO1234yf が最も小さい．この熱伝達率の大小関係は，原口ら 2）の式の予測結果と一致する．HFO1234ze(E)と HFO1234yf の熱伝達率はほぼ同じであるが，HFC32 の熱伝達率は HFO1234ze(E)および HFO1234yf に比して高い． Fig. 3.1.1.15 に平滑管における HFC32，HFO1234ze(E)および HFO1234yf の圧力損失の測定結果および宮良ら 3）の式による予測結果を示す．圧力損失は HFO1234ze(E)，HFO1234yf，HFC32 の順に小さくなる．

74

15

15

10

Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 40 °C, q = 10 kWm –2, G = 300 kgm –2s–1

 [kWm–2K–1]

 [kWm–2K–1]

Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 40 °C, q = 10 kWm –2, G = 200 kgm –2s–1
Exp. Haraguchi
R32
R1234ze(E)R1234yf

5

0

0.2

0.4

0.6

0.8

10

1

Exp. Haraguchi
R32
R1234ze(E)R1234yf

50

0.2

1 – x [-]

0.4

0.6

0.8

1

1 – x [-](a) G = 200 kg m−2s−1(b) G = 300 kg m−2s−1
Fig. 3.1.1.1-4 Heat transfer coefficient of condensing HFC32, HFO1234ze(E), and HFO1234yf.

8

15
Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 40 °C, q = 10 kWm –2, G = 200 kgm –2s–1

DP/DZ [kPam–1]

DP/DZ [kPam–1]

10Exp. Miyara

6

R32
R1234ze(E)R1234yf4

Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 40 °C, q = 10 kWm –2, G = 300 kgm –2s–1

10Exp. Miyara
R32
R1234ze(E)R1234yf

5

2
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0

1 – x [-]

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1 – x [-](a) G = 200 kg m−2s−1(b) G = 300 kg m−2s−1
Fig. 3.1.1.1-5 Pressure gradient of condensing HFC32, HFO1234ze(E), and HFO1234yf.
・二成分混合冷媒 HFO1123/HFC32
Fig. 3.1.1.1-6 (a)に平均飽和温度約 40 °C，熱流束 10 kW m−2，質量速度 200~400 kg m−2s−1 の範囲で測定した混合冷媒 HFO1123/HFC32 の凝縮熱伝達率の実験値，および Shah4）の相関式と Silver-Bell-Ghaly5-6）の方法で計算した予測値を示す．Fig. 3.1.1.1-6 (b)に混合冷媒 HFO1123/HFC32 および単一冷媒 HFC32 の圧力損
失を示す．混合冷媒の圧力損失は凝縮 HFC32 より約 25 %小さい． HFO1123 の蒸気密度が HFC32 より大きく，蒸気速度が小さいためと考えられる．Fig. 3.1.1.1-6 (c)に平滑管およびら旋溝付管における混合冷媒 HFO1123/HFC32 と単一冷媒 HFC32 の凝縮熱伝達率を比較して示す．HFO1123/HFC32 は HFC32 に比べてわずかに低い値を示す．HFO1123/HFC32 の温度すべり（露点と沸点の差）は 1.0 K 程と小さいため，熱伝達劣化はわずかである．また，ら旋溝付管は湿り度の減少に伴って熱伝達率が顕著に上昇する．伝熱促進効果
は，質量速度 200 kg m−2s−1 では HFO1123/HFC32 と HFC32 の伝熱促進率が同程度であるのに対して，質量速度の増加に伴い，混合冷媒では単一冷媒より伝熱促進率が増加する．

75

R1123/R32 (40/60 mass%)(Tbubble + Tdew)/2 = 40 °C, q = 10 kW m–2
Shah (2013) withexp. SBG correction
G = 200 kg m–2s–1
G = 300 kg m–2
s–1
G = 400 kg m–2s–1

10

20

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

15

5

ST, G = 200 kg m–2s–1, q = 10 kW m–2

(a-1)

15

R32
R1123/R32 (40/60 mass%)

10
5

0

0

0.2

0.4

0.6

0.8

HTC,  [kW m–2K–1]

0
1

1 – x [-](a) Heat tranfser coefficient

10

Tsat = 40 °C, q = 10 kW m–2
R32
exp. Miyara

50R1123/R32 (40/60 mass%)
exp. Miyara
G = 200 kg m–2
s–1
–2 –1
G = 400 kg m s

3

0.4

0.6

0.8

R32 R1123/R32
G = 200 kg m–2
s–1
G = 300 kg m–2
s–1
–2 –1
G = 400 kg m s

2
1
0

0.2

q = 10 kW m–2

(a-3)

5

0
0

MT60
ST

10

MT / ST [-]DPF/DZ [kPa m–1]

15

R1123/R32 (40/60
mass%)
G = 200 kg m–2s–1, q = 10 kW m–2

(a-2)

15

1

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1 – x [-]

1 – x [-](b) pressure gradient(c) comparison between smooth and microfin tubes
Fig. 3.1.1.1-6 Condensation flow of HFO1123/HFC32.
・三成分混合冷媒 R455A (HFC32/HFO1234yf/CO2; 21.5/75.5/3.0 mass%)
Fig. 3.1.1.1-7 (a)および(b)は平均飽和温度 40 °C，熱流束 10 kWm−2，質量流速 200，300 および 400 kg
m−2s−1 における R455A (HFC32/HFO1234yf/CO2; 21.5/75.5/3.0 mass%)の凝縮熱伝達率および圧力損失の結果である．流速増加によって撹拌され，物質伝達抵抗が緩和されている．Fig. 3.1.1.1-7 (c)へ単一冷媒，
二成分および三成分の混合冷媒の熱伝達率を比較すると， HFC32 が最も高く，続いて HFO1123/HFC32(40/60 mass%)で，R455A (HFC32/HFO1234yf/CO2; 21.5/75.5/3.0 mass%)が最も低いという順であった．この結果は，温度すべり（露点と沸点の差）が大きいほど熱伝達率が低くなることを示している．

430
Microfin Tube, MT60
deq = 5.21 mm, R455A(Tbubble + Tdew)/2 = 40 °C, q = 10 kWm –2
Exp.

3

DP/DZ [kPam–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

5

G = 200 kg m–2
s–1
–2 –1
G = 300 kg m–2s–1
G = 400 kg m s

2
1
0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

Microfin Tube, MT60
deq = 5.21 mm, R455A(Tbubble + Tdew)/2 = 40 °C, q = 10 kWm –2

20

1 – x [-]

G = 200 kg m–2s–1
G = 300 kg m–2s–1–2 –1
G = 400 kg m s

10

0
0

1

Exp.

0.2

0.4

0.6

1 – x [-](a) heat transfer coefficient(b) pressure gradient

76

0.8

1

HTC,  [kW m–2K–1]

35

–2 –1
G = 200 kg m s
30 MT,–2
Tsat = 40 °C, q = 10 kW m
HFC32
25
HFC32+HFO1123(40/60 mass%)
HFC32+HFO1123+CO2(21.5/75.5/3 mass%)

20
15

Yonemoto-Koyama
with Silver-Bell-Ghaly
Chamra-Mago

10
5
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1 – x [-](c) effect of volatility difference7-8)
Fig. 3.1.1.1-7 Condensation flow of R455A.

HTC,  [kW m–2K–1]

10Single:R32
R1234ze(E)ST, R32/R1234ze(E), G = 200 kgm–2s–2–1(Tdew + Tbub)/2 = 40 °C, q = 10 kWm

8Mixture (mass %)R32/R1234ze(E):
10/90
20/80
30/70
40/60
50/50
60/40

Haraguchi et al. (1994)
R32
R1234ze(E)

6
4
2
0

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

Pressure drop, DPF/DZ [kPa m–1]

・二成分混合冷媒 HFO1234ze(E)/HFC32
Fig. 3.1.1.1-8 に平滑管内 HFO1234ze(E)/HFC32 凝縮流の圧力損失および熱伝達率の測定結果を示す．
図中の実線および破線は，HFC32 および HFO1234ze(E)単体の予測値を示している．
HFO1234ze(E)/HFC32の圧力損失は， HFO1234ze(E)の組成が増加するにしたがって高い値を示す．一方，HFO1234ze(E)/HFC32の熱伝達率は，物質伝達抵抗により，いずれの組成でも HFO1234ze(E)よりも低い値を示す．Fig. 3.1.1.19 に平滑管およびら旋溝付管 MT48 内の凝縮過程熱伝達率の組成依存性を示す．ら旋溝付管 MT48 の結果は三島 9）の報告する値である．横軸は HFC32 組成を示しており，縦軸は上から順に，熱伝達率，理想状態の熱伝達率に対する熱伝達率劣化割合，および温度勾配を示す．破線は単一冷媒の熱伝達率を直線で結んだ値である．最も温度勾配が大きくなる HFC32 の組成は，約 0.23 で，このとき熱伝達率が最も低下する．
6

ST, R32/R1234ze(E), G = 200 kgm–2s–1

5 (Tdew + Tbub)/2 = 40 °C, q = 10 kW m–2
Haraguchi et al. (1994)
R32
R1234ze(E)

4
3
2
1
0
0

0.2

0.4

0.6

1 – x [-]

1 – x [-](a) heat transfer coefficient(b) pressure gradientFig. 3.1.1.1-8 Condensing flow of HFO1234ze(E)/HFC32.

77

Single:R32
R1234ze(E)Mixture (mass %)R32/R1234ze(E):
10/90
20/80
30/70
40/60
50/50
60/40

0.8

1

15

–1
–2

Measured data
Haraguchi et al. (1994)
with SBG correction

ST, R32/R1234ze(E)G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 40 °C

10Deterioration rate,  [-] HTC,  [kW m K ]–2–1

Deterioration rate,  [-] HTC,  [kW m K ]

15

5

10

1 – x = 0.7
1 – x = 0.3

MF48, R32/R1234ze(E)G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 40 °C

5

1.5

1.5
1

1

0.5

0.5
1 – x = 0.7
1 – x = 0.3

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1 – x = 0.7
1 – x = 0.3

0

1

0.2

0.4

0.6

0.8

1

Mass fraction of R32 [-]Mass fraction of R32 [-](a) smooth tube ST(b) microfin tube MT48
Fig. 3.1.1.1-9 Condesation flow of HFO1234ze(E)/HFC32.
・二成分混合冷媒 HFO1234yf/HFC32
Fig. 3.1.1.1-10 にそれぞれ平滑管内の HFO1234yf/HFC32 凝縮過程の圧力損失および熱伝達率の測定結果を示す．HFO1234yf/HFC32 の圧力損失と凝縮熱伝達率は HFO1234ze(E)/HFC32 の凝縮流と同様の傾向を示す．温度勾配の大きい組成で熱伝達率が顕著に低下し，圧力損失は HFC32 の組成が増加するにしたがって低い値を示す．

6

Pressure drop, DPF/DZ [kPa m–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

8
1 – x = 0.7
1 – x = 0.3

R32/R1234yf
G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 40 °C

42
Measured data
Haraguchi et al. (1994)
with SBG correction

0

0.2

0.4

0.6

0.8

10
8
6
4
2
0

1

1 – x = 0.7
1 – x = 0.3

R32/R1234yf–2 –1
G = 200 kgm s(Tdew + Tbub)/2 = 40 °C

0.2

0.4

0.6

0.8

1

Mass fraction of R32 [-]Mass fraction of R32 [-](a) heat transfer coefficient(b) pressure gradientFig. 3.1.1.1-10 Condensation flow of HFO1234yf/HFC32.
(3) 蒸発流における蒸発熱伝達率および圧力損失
・HFC32，HFO1234ze(E)および HFO1234yf
Fig. 3.1.1.1-11 に HFC32，HFO1234ze(E)および HFO1234yf の熱伝達率の測定結果を示す．HFC32 の熱伝達率が最も高く，ついで HFO1234ze(E)および HFO1234yf が同程度であった．乾き度 0.8 以下ではHFC32 の熱伝達率が最も高いが，0.8 以上では三者の熱伝達率の差は小さい．Fig. 3.1.1.1-12 に HFC32，
HFO1234ze(E)および HFO1234yf の圧力損失特性を示す．圧力損失は HFO1234ze(E)が最も大きく，
HFO1234yf，HFC32 の順に小さい．

78

15

15

10

Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 10 °C, q = 10 kWm –2, G = 300 kgm –2s–1

 [kWm–2K–1]

 [kWm–2K–1]

Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 10 °C, q = 10 kWm –2, G = 200 kgm –2s–1
Exp. Mori
R32
R1234ze(E)R1234yf

5

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

10

Exp. Mori
R32
R1234ze(E)R1234yf

5

0

0.2

0.4

0.6

x [-]

0.8

1

x [-]

(a) G = 200 kg m−2s−1(b) G = 300 kg m−2s−1
Fig. 3.1.1.1-11 Heat transfer coefficient of evaporating HFC32, HFO1234ze(E), and HFO1234yf 10) .
25
Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 10 °C, q = 10 kWm –2, G = 200 kgm –2s–1

10

DP/DZ [kPam–1]

DP/DZ [kPam–1]

15

Exp. Miyara
R32
R1234ze(E)R1234yf

5

20

Smooth tube
di = 5.22 mm
Tr = 10 °C, q = 10 kWm –2, G = 300 kgm –2s–1
Exp. Miyara
R32
R1234ze(E)R1234yf

15
10
5

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0

x [-]

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

(a) G = 200 kg m−2s−1(b) G = 300 kg m−2s−1
Fig. 3.1.1.1-12 Pressure gradient of evaporating HFC32, HFO1234ze(E), HFO1234yf.
・HFO1123/HFC32
Fig. 3.1.1.1-13 (a)に平均飽和温度約 10 °C，熱流束 10 kW m−2，質量速度 200 kg m−2s−1 の条件下で測定した混合冷媒 HFO1123/HFC32 の蒸発熱伝達率，および混合冷媒に対して提案された高松ら 11）の相関式
による予測値を示す．また，オンセットドライアウトおよびポストドライアウトの熱伝達率は，それぞれ吉田ら 12）の式および森ら 13）の式を用いて計算した．また両者の間の熱伝達率は，二つの予測値を直線補間した． Fig. 3.1.1.1-13 (b)は同じ条件のもと測定した圧力損失の値である．Fig. 3.1.1.1-13 (c)に平滑管およびら旋溝付管における混合冷媒 HFO1123/HFC32 と単一冷媒 HFC32 の蒸発熱伝達率を比較する．
HFO1123/HFC32 の熱伝達率は HFC32 よりわずかに低い．低乾き度ではら旋溝付管は平滑管より低い熱伝達率を示すが，乾き度 0.6 以上では，ら旋溝付管のほうが高い熱伝達率を示す．また，HFO1123/HFC32と HFC32 の伝熱促進率は同程度であった．

79

HTC,  [kW m–2K–1]

R1123/R32 (40/60 mass%)(Tbubble + Tdew)/2 = 10 °C, q = 10 kW m–2

25

exp. Takamatsu (1992)–2 –1
G = 200 kg m–2s–1
G = 300 kg m–2s–1
G = 400 kg m s

20
15
10

0

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

(a) heat transfer coefficient30–2Tsat = 10 °C, q = 10 kW m

ST, G = 200 kg m–2s–1, q = 20 kW m–2

(b-1)

15

R32
R1123/R32 (40/60 mass%)

10
5

20

R32
exp. Miyara

R1123/R32 (40/60
mass%)
G = 200 kg m–2s–1, q = 20 kW m–2

(b-2)

15

MT60
ST

10
5
0

R1123/R32 (40/60 mass%)
exp. Miyara
G = 200 kg m–2
s–1
–2 –1
G = 400 kg m s

q = 20 kW m–2(b-3)

MT / ST [-]25
DP/DZ [kPa m–1]

20

0

5

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

30

15
10

R32 R1123/R32
G = 200 kg m–2s–1

2
1

5

0

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

x [-]

(b) pressure gradient(c) comparison between smooth and microfin tubes
Fig. 3.1.1.1-13 Evaporation flow of HFO1123/HFC32.
・単一冷媒 HCFO1224yd(Z)Fig. 3.1.1.2.3-14 は HCFO1224yd(Z)の蒸発熱伝達率および圧力損失の測定結果を示す．HFC32 および
HFO1123/HFC32 (40/60mass%)との比較を行ったところ，飽和温度 10 ℃，質量流束 100 kgm-2s-1 における
HCFO1224yd(Z)の熱伝達率は，質量流束 200 kg m−2s−1 における HFC32 よりも明確に低い一方，圧力損失
は HFC32 に比して約 1.5 倍であった．

15



R32


R1123/R32
(40/60 mass%) measured data
Kondou et al.
–2 –1

5

0.2

0.4

0.6

0.8

Microfin Tube, MT60
deq = 5.21 mm, q = 10 kWm –2

measured data
Thome et al.

Tsat = 10 °C, 100 kg m s
HCFO1224yd(Z)measured data

10

0

15

(Tbubble + Tdew)/2 = 10 °C, 200 kg m–2s–1

Microfin Tube, MT60
deq = 5.21 mm
q = 10 kWm –2

1

DP/DZ [kPam–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

20

measured dataBabameasured data
Baba

5

0

x [-]





R1123/R32
(40/60 mass%) 

R32

10

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

(a) heat transfer coefficient14-15)(b) pressure gradient16)
Fig. 3.1.1.1-14 Evaporation flow of HCFO1224yd(Z) .
・HFO1234ze(E)/HFC32
Fig. 3.1.1.1-15 に平滑管内の HFO1234ze(E)/HFC32 蒸発過程の圧力損失および熱伝達率の測定結果を示す．図中の実線および破線で，HFO1234ze(E)と HFC32 単体の予測値を示す．HFO1234ze(E)/HFC32 の圧力損失は上記二つの単体の値の間にあり，HFO1234ze(E)の組成の増加に従って圧力損失は増加する．Fig.
3.1.1.1-16 に平滑管 ST 内および溝付管 MT48 内の蒸発過程熱伝達率の組成依存性を示す．溝付管内熱伝達率は，蒸発の場合は，凝縮場合よりも顕著な伝熱劣化を示す．
80

Mori et al. (1999)
R32
R1234ze(E)1015Single:R32
R1234ze(E)Mixture (mass %)R32/R1234ze(E):
10/90
20/80
30/70
40/60
50/50
60/40

ST, R32/R1234ze(E), G = 200 kgm–2–2s–1(Tdew + Tbub)/2 = 10 °C, q = 10 kWm

DP/DZ [kPa m–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

15

5

0

0

0.2

0.4

0.6

0.8

ST, R32/R1234ze(E), G = 200 kgm–2–2s–1(Tdew + Tbub)/2 = 10 °C, q = 10 kWm
Single:R32
R1234ze(E)Mixture (mass %)R32/R1234ze(E):
10/90
20/80
30/70
40/60
50/50
60/40

10

5

0
0

1

0.2

Miyara et al. (2000)
R32
R1234ze(E)

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

Quality, x [-](a) heat transfer coefficient(b) pressure gradientFig. 3.1.1.1-15 Evaporation flow of HFO1234ze(E)/HFC32.

–2

5
0
1

0.5

20
(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C

15Tdew – Tbub [K]Tdew – Tbub [K]10

MF48, R32/R1234ze(E)G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C
Measured data
Kondou et al. (2013)

5
0
1

0.5

x = 0.3
x = 0.7

Te
mp
era

10

tur
e

5
0

15

–1

Measured data
Takamatsu et al. (1992)

ST, R32/R1234ze(E)G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C

10Deterioration rate,  [-] HTC,  [kW m K ]Deterioration rate,  [-] HTC,  [kW m–2K–1]

15

0

0.2

0.4

gli
de

0.6

0.8

x = 0.3
x = 0.7

20

Mass fraction of R32 [-]

Te
mp
era
tu

10

re
g

5
0

1

(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C

15

0

0.2

0.4

lid
e

0.6

0.8

1

Mass fraction of R32 [-](a) smooth tube ST(b) microfin tube MT48
Fig. 3.1.1.1-16 Evaporation flow of HFO1234ze(E)/HFC32.
・HFO1234yf/HFC32
Fig. 3.1.1.1-17 に平滑管内の HFO1234yf/HFC32 蒸発過程の圧力損失および熱伝達率の測定結果を示す．
HFO1234yf/HFC32 は HFO1234ze(E)/HFC32 と同様に，温度勾配の大きい組成で顕著に熱伝達率が低下
し，HFO1234ze(E)の組成の増加に従って圧力損失は増加した．

81

8

10

R32/R1234yf
G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C
q = 10 kWm –2

Pressure drop, DPF/DZ [kPa m–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

10
x = 0.3
x = 0.7

6
4
2
Measured data
Takamatsu et al. (1992)

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

R32/R1234yf–2 –1= 200 kgm s
8 G(T + T )/2 = 10 °C
dew

x = 0.3
x = 0.76
4
2
0Mass fraction of R32 [-]

bub

0.2

0.4

0.6

0.8

1

Mass fraction of R32 [-](a) heat transfer coefficient(b) pressure gradientFig. 3.1.1.1-17 Evaporation flow of HFO1234yf/HFC32.
参考文献
E.W. Lemmon, I.H. Bell, M.L. Huber and M.O. McLinden: NIST Standard Reference Database 23: Reference Fluid
Thermodynamic and Transport Properties-REFPROP, Version 10.0, National Institute of Standards and Technology. (2018).
2) 原口英剛, 小山繁, 藤井哲:日本機械学会論文集（B 編）, 60 (574), 2117(1994).
3) 宮良明男, 桑原憲, 小山繁:日本機械学会九州支部第 57 期総会講演会講演論文集, pp. 117-118, 佐賀(2005).
4) M. M. Shah: ASHRAE Transactions, Denver, 119(2), 3(2013).
5) L. Silver: Trans. Inst. Chem. Engrs. 25, 30(1947).
6) K.J. Bell, M.A. Ghaly: AIChE Symp. Ser. 69, 72(1973).
7) 米本龍一郎, 小山繁: 冷空文, 24(2), 139(2007).
8) L.M. Chamra, P.J. Mago: Int. J. Heat Mass Transf, 49(11-12), 1915(2006).
9) 三島文也: 博士論文, 九州大学 総合理工学府(2014).
10) 森英夫, 吉田駿, 柿本益志, 大石克己: 冷空論, 16(2), 177(1999).
11) 高松洋, 桃木悟, 藤井哲: 日本機械学会論文集（B 編）, pp. 2198-2205, 58(551), (1992).
12) 吉田駿，森英夫，柿本益志，大石克己: 冷空会 17(4), 511(2000).
13) 森英夫，吉田駿，柿本益志，大石克己，福田健一: 冷空論 17(4), 521(2000).
14) J.R. Thome: Convective Flow and Pool Boiling Conference, (1997)
15) C. Kondou, D BaBa, F. Mishima, S. Koyama: Int J Refrig, 36, 2366(2013).
16) 馬場大輔: 博士論文, 九州大学 総合理工学府(2013).
1)

3.1.1.2 扁平多孔管内の相変化伝熱（東京海洋大学）
東京海洋大学では，アルミニウム製扁平多孔管内を流れる次世代冷媒の凝縮および蒸発熱伝達率ならびに圧力損失の測定を行った．Fig. 3.1.2.2-1 に本実験で用いた評価装置の概略図を示す．評価装置はポンプを用いた強制循環ループであり，冷媒は，ポンプ，コリオリ式流量計，水予熱器および電気予熱器
を経て，テストセクションへ流入される．冷媒はテストセクションにて凝縮あるいは蒸発し，その後，冷却器，レシーバおよび過冷却器を経てポンプへ戻る．冷媒の流量は主にポンプの回転数およびバイパ
スループにて調整され，冷媒の圧力は主に凝縮器における熱交換量で調整される．本評価では，冷媒の質量速度，クオリティ，熱流束をパラメータとし，熱伝達率および圧力損失の測定を行った．混合冷媒の場合，その循環組成は流量計出口で液冷媒をサンプリングし，気化膨張後にガスクロマトグラフィにより分析して求めた．

82

T : Thermocouple
P : Pressure transducer

Fig. 3.1.2.2-1 Experimental setup.
Fig. 3.1.2.2-2 に本評価で用いたテストセクションの概略図を示す．試験扁平多孔管は水平に設置されており，銅製ジャケット内を流れる水により上下から冷却あるいは加熱される．熱流束条件は銅製ジャケット内を流れる水温により調整される．試験扁平多孔管と銅製ジャケットの間には熱流束センサが挿入されており，管壁面を通過する熱流束を測定した．扁平多孔管の外壁面温度は，試験伝熱管の外壁面に所定の間隔で取り付けた K 型熱電対（検定精度±0.05 K）により測定した．また，テストセクション内の冷媒の圧力および差圧は，テストセクション出入口に設けた圧力測定ポートにて，絶対圧変換器（測定精度±3 kPa）および差圧変換器（測定精度±40 Pa）を用いて測定した．評価に用いた扁平多孔管，管幅16 mm，管厚さ 1.5 mm である．流路断面は一辺の長さが 0.82 mm の正方形流路（水力直径 0.82 mm）である．

Fig. 3.1.2.2-2 Test section.

Fig. 3.1.2.2-3 に，本プロジェクトで評価を実施した純冷媒 HFC32，
R1234yf，
2 成分混合冷媒 HFC410A，
HFC32/HFO1234yf [47/53, 27/73 mass%]，HFO1123/HFC32 [39/61 mass%]，HFC32/CF3I [90/10 mass%]，3
成分混合冷媒 HFO1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20 mass%]，CO2/HFC32/HFO1234yf [2/20/78 mass%]の凝縮熱伝達率を示す．純冷媒の場合は冷媒飽和温度 40 度となる冷媒圧力，非共沸混合冷媒の場合は露点と沸点の平均温度が 40 度なる冷媒圧力で評価を実施した．凝縮熱伝達率は次式で求めた．

=qTr − Tw(3.1.2.2-1)

ここに，q は管内実伝熱面積を基準とする熱流束，Tr は冷媒温度，Tw は管内壁面温度である．管内壁面
温度 TW は，管外壁面に取り付けた熱電対によって測定した管外壁面温度から一次元熱伝導を考慮して求めた．冷媒の物性値は，REFPROP Ver.10 1)に本プロジェクトで提案された状態方程式および混合モデ
ルを組み込むことで算出した．
83


1
0.5

凝縮熱伝達率は純冷媒 HFC32 が最も高い値を示した．HFO1234yf，HFC32/CF3I 混合物およびHFO1123/HFC32 混合物の凝縮熱伝達率は，HFC410A と同程度あるいはわずかに良好な値を示した．一方，HFO1234yf を含む混合冷媒は，温度グラドが大きく，HFC410A および HFO1234yf と比べて低い凝縮熱伝達率を示した．なお，扁平多孔管内凝縮熱伝達に関連する研究成果を文献[2-8]で報告した．

50
HFC32
HFO1234yf
HFC410A [HFC32/R125]
HFC32/HFO1234yf [47/53]
HFC32/HFO1234yf [27/73]
HFO1123/HFC32 [39/61]
HFC32/CF3I [90/10]
R1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20]
CO2/HFC32/HFO1234yf [2/20/78]

Multiport tube
Tr = 40 °C -2 -1
G = 200 kgm s

 [kWm-2K-1]

10

5

1

0.5
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1- x [-]

Fig. 3.1.2.2-3 Condensation heat transfer coefficients of pure and mixed refrigerants
inside horizontal multiport tube.

Fig. 3.1.2.2-4 に，本プロジェクトで評価した純冷媒 HFC32，HFO1234yf，2 成分混合冷媒 HFC410A，
HFC32/HFO1234yf [50/50 mass%, 18/82 mass%]，HFO1123/HFC32 [39/61 mass%]，HFC32/CF3I [90/10 mass%]，
3 成分混合冷媒 HFO1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20 mass%]，CO2/HFC32/HFO1234yf [4/16/80 mass%]の蒸発熱伝達率を示す．純冷媒の場合は冷媒飽和温度 15 度となる冷媒圧力，非共沸混合冷媒の場合は露点と沸点の平均温度が 15 度なる冷媒圧力で評価を実施した．蒸発熱伝達率は次式で求めた．

=qTw − Tr[3.1.2.2-2)

ここに，q は管内実伝熱面積を基準とする熱流束，Tw は管内壁面温度，Tr は冷媒温度である．
蒸発熱伝達率は純冷媒 HFC32 が最も高い値を示した．HFC32/CF3I 混合冷媒，HFO1123/HFC32 混合冷媒は HFC410A と同等あるいは良好な蒸発熱伝達率を示し，純冷媒 HFO1234yf と比べても良好な熱伝達率を示した．一方，HFO1234yf を含む混合冷媒は，温度グライドが大きく，HFC410A および HFO1234yfと比べて低い蒸発熱伝達率を示した．なお，扁平多孔管内蒸発熱伝達に関連する研究成果を文献[9-12]で報告した．

84

50
HFC32
HFO1234yf
HFC410A
HFC32/HFO1234yf [50/50]
HFC32/HFO1234yf [18/82]
HFO1123/HFC32 [39/61]
HFC32/CF3I [90/10]
CO2/HFC32/HFO1234yf [4/16/80]
HFO1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20]

 [kWm-2K-1]

Multiport tube
Tr = 15 °C

10

5

1

-2 -1
G = 200 kgm
s
q = 5 kWm-2

0.5
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

Fig. 3.1.2.2-4 Evaporation heat transfer coefficients of pure and mixed refrigerants
inside horizontal multiport tube.

Fig. 3.1.2.2-5 に，純冷媒 HFC32，HFO1234yf，2 成分混合冷媒 HFC410A，HFC32/HFO1234yf [48/52,
27/73 mass%] ， HFO1123/HFC32 [39/61 mass%] ， HFC32/CF3I [90/10 mass%] ， 3 成 分 混 合 冷 媒
HFO1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20)，CO2/HFC32/HFO1234yf [2/20/78)の凝縮流の摩擦圧力損失を示す．
純冷媒の場合は冷媒飽和温度 40 度となる冷媒圧力，非共沸混合冷媒の場合は露点と沸点の平均温度が40 度なる冷媒圧力で評価を実施した．同質量速度条件で比較すると，純冷媒 HFO1234yf の摩擦圧力損
失 は ， 低 ～ 中 湿 り度 域に お い て 最 も 高 い値 を示 し た ． HFC32 ，HFC32/HFO1234yf 混 合物 お よび
CO2/HFC32/HFO1234yf 混合物の圧力損失は同程度の値であり，HFC410A，HFO1123/HFC32 混合物および HFO1123/HFC32/HFO1234yf 混合物の圧力損失は他の冷媒と比較して低い値を示した．
60

50(DP / DZ)F [kPam-1]

HFC32
HFO1234yf
HFC410A [HFC32/R125]
HFC32/HFO1234yf [47/53]
HFC32/HFO1234yf [27/73]
R1123/HFC32 [39/61]
HFC32/CF3I [90/10]
CO2/HFC32/HFO1234yf [2/20/78]
R1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20]

Multiport tube
Tr = 40 °C -2 -1
G = 400 kgm s

40

30

20

10

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1-x [-]

Fig. 3.1.2.2-5 Pressure drops of pure and mixed refrigerants inside horizontal multiport tube.

85

参考文献
1)

E.W. Lemmon, I H. Bell, M.L. Huber and M.O. McLinden, Reference fluid thermodynamic and transport properties-REFPROP,
Version 10.0, NIST Standard Reference Database 23, (2018).

2)

D. Jige, N. Mikajiri, S. Kikuchi, N. Inoue, Condensation heat transfer and pressure drop of R32/R1123 inside horizontal multiport
extruded tubes, International Journal of Refrigeration, Vol. 120, 2020, pp. 200-208. https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2020.08.029.

3)

地下大輔，三ヶ尻直樹，菊池省吾，井上順広，2 成分混合冷媒 R1123+R32 の扁平多孔管内凝縮熱伝達に関する実験，
2020 年度日本冷凍空調学会年次大会講演論文集（2020.9.9-11，東京），A313，東京，2020．

4)

三ヶ尻直樹，菊池省吾，地下大輔，井上順広，扁平多孔管内における 3 成分混合冷媒 R455A の凝縮熱伝達に関する実験，2020 年度日本冷凍空調学会年次大会講演論文集，B122，東京，2020．

5)

信長舞香，三ヶ尻直樹，地下大輔，井上順広，扁平多孔管内における 2 成分混合冷媒 R32+R1234yf の凝縮熱伝達に関する実験，第 54 回空気調和・冷凍連合講演会，No.7, 2021．

6)

信長舞香，三ヶ尻直樹，地下大輔，井上順広，3 成分混合冷媒 HFO1123/HFO1234yf/HFC32 の扁平多孔管内の凝縮熱伝達率の測定，PS6, 環境と新冷媒国際シンポジウム 2021，2021．

7)

D. Jige, M. Nobunaga, T. Nogami and N. Inoue, Condensation heat transfer of binary and ternary mixtures inside multiport tubes,
International Journal of Heat and Mass Transfer. （投稿中）

8)

D. Jige, N. Mikajiri, M. Nobunaga, N. Inoue, Condensation heat transfer of pure refrigerants R1234yf and R32 inside multiple
circular minichannels, International Journal of Heat and Mass Transfer, Volume 195, 2022, 23146, ISSN 0017-9310,
https://doi.org/10.1016/j.ijheatmasstransfer. 2022.123146.

9)

D. Jige, S. Kikuchi, H. Eda, N. Inoue, Flow boiling in horizontal multiport tube: Development of new heat transfer model forrectangular minichannels, International Journal of Heat and Mass Transfer, Vol. 144, 118668 (13 pages), 2019. (DOI:
https://doi.org/10.1016/j.ijheatmasstransfer.2019.118668)

10) D. Jige, S. Kikuchi, Naoki Mikajiri, N. Inoue, Flow boiling heat transfer of zeotropic mixture R1234yf/R32 inside a horizontal
multiport tube, International Journal of Refrigeration, Vol. 119, 2020, pp.390–400 (11 pages). (ISSN 0140-7007,
https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2020.04.036.)
11) 三ヶ尻直樹，信長舞香，地下大輔，井上順広，扁平多孔管内における 3 成分混合冷媒 R455A の沸騰熱伝達に関する
実験，B133，2021 年度日本冷凍空調学会年次大会，東京，2021．
12) 信長舞香，地下大輔，井上順広，扁平多孔管内における 2 成分混合冷媒 R32/CF3I の蒸発熱伝達に関する実験，A142，
2022 年度日本冷凍空調学会年次大会，岡山，2022．

3.1.1.3 プレート式熱交換器内の相変化伝熱（佐賀大学）
佐賀大学では種々の HFO 系冷媒についてプレート式熱交換器内の凝縮および沸騰熱伝達率の局所的特性を調査するとともに，樹脂製透明プレート流路を作製し，流動特性の観察および締切法によるボイド率測定を実施した．Fig. 3.1.1.3-1 および 2 にそれぞれ熱伝達率測定に用いたテストプレートの概略および可視化試験に用いたテストプレートを示す，両実験に用いたテストプレートは同一の寸法であり，流路長さ 186mm，幅 84mm，のヘリンボーン型の溝加工がなされている．可視化試験では，流路長さが2 倍の 372mm のテストプレートも作成した．
冷媒流路は，テストプレートを溝が逆向きになるように重ねた後，貼り合わせることで作成し，プレート式熱交換器の流路形状 (単流路) を再現した．熱伝達試験に用いたテストプレートの両外面には，厚さ 10mm のステンレス板がロウ付けされている．このステンレス板の表裏両面には水平方向に直径
1.6mm の溝が空けられており，ここに T 型シース熱電対が差し込まれ，冷媒側，水側両方の伝熱面温度を測定している．伝熱面温度の流れ方向の測定位置は，冷媒流路の上側入口部分を基準とし，入口から23.2，45.6，68.0，90.4，112.8mm である．水側伝熱面温度の測定は，冷媒側と同型の熱電対を用い，冷媒側と同一の位置を測定している．熱伝達率は，これらの熱電対を幅方向に移動させ，定常を確認した
後，測定を行った．測定点は図中の赤丸部分である．この板のさらに外側には，深さ 5mm の矩形流路加工した厚さ 6mm のステンレス板が重ね合されており，ヘッダーに取り付けられたステンレス管から流入した熱源水がその内部を流れている．図中冷媒流路を赤色で，熱源水流路を水色で示している．なお，
冷媒出入口は鉛直方向に同一の位置に設置されており，冷媒流入口を有するテストプレートを正面
86

(front)，ないプレートを背面 (back) とする．

Fig. 3.1.1.3-1 Tested channel of plate heat exchanger (Heat transfer experiment)

Fig. 3.1.1.3-2 Tested channel of plate heat exchanger and its specification (Visualization experiment)87

本プロジェクトで測定した冷媒と，蒸発および凝縮熱伝達率測定の条件をそれぞれ Table 3.1.1.3-1 お
よび 2 に示している．本研究で測定した冷媒の中には未公開のデータ，あるいはデータ整理の再検討が必要なデータも存在しているため，本報告書ではそのような冷媒における実験データの公開は控えさせて頂き，吟味および公表済のデータを中心に結果を掲載する．未公開データはまとまり次第論文として公表予定である．また，Table 3.1.1.3-3 は可視化実験の条件である．
Table 3.1.1.3-1 List of measured refrigerants/blends of evaporation experiment (Upward flow)
Mass velocity G
Saturation
Quality x
Refrigerants/Blends
Reference2
kg/(m s)temperature ℃
HFC32
10 to 50
10 to 30
0.0 to 1.0
1,2
HFO1234yf
10 to 50
10 to 20
0.0 to 1.0
3,4
CF3I
20, 50
15 to 35
0.0 to 1.0
to be published
HFC32/HFO1234yf
10
11.5
0.0 to 1.0
to be published[68.9/31.1 mass%]
HFC32/HFO1234yf
10,50
20
0.0 to 1.05[21.5/78.5 mass%]
Table 3.1.1.3-2 List of measured refrigerants/blends of condensation experiment (Downward flow)
Mass velocity G
Saturation
Quality x
Refrigerants/Blends
Reference2
kg/(m s)temperature ℃
HFC32
10 to 50
20 and 35
1.0 to 0.0
1,2
HFO1234yf
20, 5020 and 30
1.0 to 0.0
3,4
CF3I
20, 5010
1.0 to 0.0
to be published
HFC32/HFO1234yf
1040
1.0 to 0.0
6[68.9/31.1 mass%]
HFC32/HFO1234yf
10, 5030
1.0 to 0.05[21.5/78.5 mass%]
Table 3.1.1.3-3 Experimental conditions for visualization experiment
Mass velocity G
Quality x
Working fluid
Flow direction
kg/(m2s)
FC-72
10 to 50
20 and 35
1.0 to 0.0

Reference7

局所熱伝達率測定実験結果の例として，HFO1234yf の質量速度 G = 20 kg/(m 2s) における蒸発および凝縮実験結果を Fig. 3.1.1.3-3 および 4 にそれぞれ示す．図中縦軸は局所熱伝達率であり，横軸はプレート幅方向の位置を示している．図より，蒸発熱伝達率は冷媒の流入・流出口がある左よりの熱伝達率が比較的大きく，冷媒の流れにくい両端の熱伝達率が小さくなることが確認できる．また，高クオリティ域 (x = 0.90) の局所熱伝達率は，出入口から離れるほど低下しており，ドライア
ウトが生じていると考えられる．また，凝縮熱伝達率は，いずれのクオリティにおいても，凝縮液が流れ込み，液膜が厚くなると考えられる流路両端の熱伝達率は流路中央部の値より比較的低い
ことが確認できる．

88

8
2

6
4
2
0
0

10
HFO1234yf
Evaporationx = 0.52
2
G = 20 kg/m ·s

Front
Back

8

6

2

Front
Back

HTC kW/(m ·s)

2

HTC kW/(m ·s)

8

10
HFO1234yf
Evaporationx = 0.172
G = 20 kg/m ·s

HTC kW/(m ·s)

10

4
2
0
0

20
40
60
Cross-sectional position mm

HFO1234yf
Evaporationx = 0.902
G = 20 kg/m ·s

Front
Back

6
4
2
0
0

20
40
60
Cross-sectional position mm

20
40
60
Cross-sectional position mm

Fig. 3.1.1.3-3 Local evaporation heat transfer coefficient

10
Front
Back

6
4

10
HFO1234yf
Condensationx = 0.46
2
G = 20 kg/m ·s

Front
Back

6
4
2

2
0
0

8
HTC kW/(m 2·s)

2

HTC kW/(m ·s)

8

HFO1234yf
Condensationx = 0.072
G = 20 kg/m ·s

20
40
60
Cross-sectional position mm

00

8
HTC kW/(m 2·s)

10

HFO1234yf
Condensationx = 0.93
2
G = 20 kg/m ·s

Front
Back

6
4
2

20
40
60
Cross-sectional position mm

0
0

20
40
60
Cross-sectional position mm

Fig. 3.1.1.3-4 Local condensation heat transfer coefficient
次に，各種冷媒の熱伝達データの比較を行った．Fig. 3.1.1.3-5 には，断面平均の蒸発熱伝達率を，冷媒ごとにプロットした結果を示している．なお，図中には比較のため過去に当研究グループで測定した
HFO1234ze(E) [8] の結果も併せて示している．図より，いずれの質量速度においても HFC32 の熱伝達率が最も高いことが確認できる．また，混合冷媒においては，R32 の質量濃度が低いほど熱伝達率は低
下し，HFC32/HFO1234yf 21.5/78.5 mass% の熱伝達率は純冷媒 HFO1234yf の値より低くなることが明らかとなった．Fig. 3.1.1.3-6 は，同様に凝縮熱伝達率の断面平均値を示している．蒸発熱伝達と同様に，
HFC32 の熱伝達率が最も高いことが確認できる．また，混合冷媒の熱伝達率は純冷媒より著しく低いことがわかる．液膜内部の濃度勾配の影響であるものと考えられる一方で，蒸発熱伝達の結果とは異なる傾向を示しているので，データ整理にミスがないか検討中である．
最後に，プレート流路の可視化観察結果およびボイド率測定結果について報告する．Fig. 3.1.1.3-7 (a)は上昇流について得られた流動観察結果である．低流量では Fig. 3.1.1.3-8 (a) に示しているようなスラグ流が確認され，流量およびクオリティが増大すると Fig. 3.1.1.3-8 (b) に示しているような環状流へと遷移する．Fig. 3.1.1.3-7 (b) は，締切法により測定されたボイド率の測定結果である．一般的傾向の通り，
流量およびクオリティが増加するにつれてボイド率は増大する．

89

20

20

Eva pora tion
G=20 kg/(m2·s )HFC32
HFO1234yf
HFC32/HFO1234yf [68.9/31.1 mass%]
HFC32/HFO1234yf [21.5/78.5 mass%]

HTC kW/m 2

HTC kW/m 2

Eva pora tion2
G=10 kg/(m ·s )

10

0
0

0.2

0.4
0.6
Quality -

0.8

HFC32
HFO1234yf
CF3I
HFO1234ze(E) (Ref.8)

10

0
0

1

0.2

0.4
0.6
Quality-

0.8

1

0.8

1

Fig. 3.1.1.3-5 Cross – sectional average of evaporation heat transfer coefficient

10

40
30

6
4
2

6

Condens ati on
2
G=20 kg/(m ·s )HFC32
HFO1234yf
CF3I
HFO1234ze(E) (Ref.8)

4
2

20

0
0

10
0
0

0.2

0.2

0.4
0.6
Quality -

0.8

0
0

1

0.4
0.6
Quality -void fraction α(-)

1

50
40
30
20

0.8
0.6
0.4
0.2

10
0
0

0.2

0.4 3.1.1.3-6
0.6 Cross
0.8 – sectional1
Fig.
average of condensation heat transfer coefficientquality(-)
Slug
Wavy liquid film
Left-right asymmetry
Annularmass flux(kg/m2s)

mass flux(kg/m2s)

50

8

HFC32
HFC32/HFO1234yf [68.9/31.1 mass%]
HFC32/HFO1234yf [21.5/78.5 mass%]
HFO1234ze(E) (Ref.8)

HTC kW/m 2

HTC kW/m 2

8

10
Condens ati on
2
G=10 kg/(m ·s )

0.2

0.4
0.6
quality(-)

0.8

0
0

1

0.2

G=10kg/m2s
G=25kg/m2s
G=50kg/m2s
0.4
0.6
0.8
1
quality x(-)(a)Slug
Flow pattern(b) Void fraction
Fig.Wavy
3.1.1.3-7
Flowliquidfilmpattern and void fraction of plate heat exchanger channel
Left-right asymmetry
Annular90

(a) Slag flow (x = 0.1, G = 10 kg/(m2s))(b) Annular flow (x = 0.9, G = 10 kg/(m2s))
Fig. 3.1.1.3-8 Observation of flow pattern
参考文献
1） K. Kariya, K. Sonoda, A. Miyara, 2018 Purdue conferences, No.2565, USA (2018).
2） K. Kariya, A. Miyara, 25th IIR International Congress of Refrigeration (ICR2019), No.1363, Canada (2019).
3） S. Diaw, T. Tun, K. Yoshida, K. Kariya, A. Miyara, 2020 年度日本冷凍空調学会年次大会, No.B321, WEB 開催 (2020).
4） S. Diaw, T. Tun, K. Yoshida, K. Kariya, A. Miyara, 2020 Purdue conferences, No.2509, Online (2021).
5） T. Tun, K. Yoshida, S. Diaw, K. Kariya, A. Miyara, HFO2021 2nd IIR Conference on HFOs and Low GWP blends, No.1067,
Online (2021).
6） M. M. Rahman, T. Tun, K. Kariya, A. Miyara, 2022 年度日本冷凍空調学会年次大会，No. D145, 岡山 (2022).
7） S. Hyodo, K. Kariya, A. Miyara, HFO2021 2nd IIR Conference on HFOs and Low GWP blends, No.1046, Online (2021).
8） K. Kariya, M. S. Mahmud, A. Miyara, 2016 Purdue conferences, No.2600, USA (2016).

913.1.1.4 円管外の凝縮熱伝達と熱物性推算の妥当性検証（九州産業大学）
九州産業大学では水平平滑管における円管外凝縮熱伝達の測定を行った．水平平滑管の凝縮熱伝達においてはヌセルトの液膜理論による理論予測式が存在し，測定値と予測式より算出した値を比較することにより，予測式を算出した熱物性値の妥当性を検証できる．つまり測定された熱物性によって作成された状態方程式から算出した熱物性推算の妥当性を検証できる．
Fig. 3.1.1.4-1 に実験装置の概要図を示す．本実験装置は，主に凝縮器，蒸発器，冷媒循環ループおよび熱源水ループから成る．凝縮器内で凝縮した液冷媒は重力によって流下して蒸発器内を満たし，蒸発
器内で蒸発した蒸気冷媒は凝縮器へと戻る，自然循環式ループである．蒸発器内には，試験伝熱管が水平に設置されており，伝熱管内には恒温槽①から熱源水が供給される．熱源水の混合平均温度は，試験
伝熱管入口および出口に設置された混合室②内で白金測温抵抗体(Pt)を用いて計測され，熱源水の体積流量は試験伝熱管出口側に設置された体積流量計③によって計測される．蒸発器内冷媒圧力は試験伝熱管近傍に設置された絶対圧力計(P)により測定され，試験伝熱管壁温度は電気抵抗法により測定される．
Fig. 3.1.1.4-2 に測定に用いた平滑管の概要図を示す．平滑管の内部には冷水が流れており，冷水によって冷却された冷媒が凝縮し平滑管下部へと流下する．この際の熱伝達率は次式により算出する．
𝛼=

𝑄H2 O

(3.1.1.4-1)

𝐴(𝑇sat −𝑇wall )ここで，QH2O，A，Tsat および Twall はそれぞれ，冷水の熱交換量，有効伝熱面積，圧力計から算出した冷媒飽
和温度および試験伝熱管壁温度である．また冷水の熱交換量は次式より算出する．
(3.1.1.4-2)

𝑄H2O = 𝑉𝐻2𝑂 𝜌H2O 𝛥ℎH2 O − 𝑄loss

ここで ρH2O， VH2O および ΔhH2O はそれぞれ，熱源水の密度，体積流量および試験管出入口の比エンタルピ差である．また，Qloss は熱損失であり熱源水と周囲空気の温度差によって与えられ，あらかじめ検定している．
伝熱管の外壁面温度 Twall は電気抵抗法によって測定する．
測定した実験結果は次式のヌセルトの液膜理論による理論式から算出した値と比較を行う．
𝛼=

𝜆𝑙
𝐷𝑜

𝑁𝑢 = 0.728 (= 0.728 [𝑔

GaPrl 0.25

)

Ja

]

𝐷o (𝑇sat −𝑇wall )

0.25

𝜆

( 𝑙)
𝐷𝑜

0.25
{𝜆0.75⋅ [𝜌l (𝜌l − 𝜌v )]0.25 ⋅ ℎfg⋅ 𝜇l−0.25 }l(3.1.14-3)

ここで λ，ρ，hfg，μ はそれぞれ冷媒の熱伝達率，密度，蒸発潜熱および粘度であり，添字 l および v は飽和液および飽和蒸気である．この熱物性に状態方程式より算出された値を代入する．また g および Do
は重力加速度および平滑管の外径である．

92

Fig. 3.1.1.4-1 Schematic view of experimental apparatus

Fig. 3.1.1.4-2 Schematic view of test smooth tube.
まず実験装置の健全性を確認するために既存冷媒である HFC134a を用いて，平滑管における管外凝縮熱伝達の測定を行った．Fig.3.1.1.4-3 に壁面過冷却度に対する熱伝達率の実験結果を示す．丸，三角および四角のプロットはそれぞれ飽和温度 20℃，30℃および 40℃の結果であり，プロットにあるバーはエラーバーである．また，図中の線はヌセルトの液膜理論による理論式による計算値である．実験結果
は実験の不確かさ以内で良く一致しており，実験装置の健全性が確認された．

R134a

, HTC [kW m–2 K–1]

5Exp. Cal. Condition
Tsat = 20 °C
Tsat = 30 °C
Tsat = 40 °C

4
3
2

1
0.5

1

5

Tsat–Twall [K]10Fig. 3.1.1.4-3 Experimental results of HFC134a.
93実験装置の健全性が確認されたため，次に新規冷媒候補である HFO1336mzz(E)および CF3I においても同様の平滑管における管外凝縮熱伝達の測定を行った．Fig.3.1.1.4-4 および Fig.3.1.1.4-5 に，それぞれHFO1336mmz(E)および CF3I における壁面過冷却度に対する熱伝達率の実験結果を示す．
まずは Fig.3.1.1.4-4 の HFO1336mzz(E)の結果に注目する．壁面過冷却度 2K 付近の結果では熱伝達率
は計算値との差異が大きい．これはエラーバーが大きいことからも分かるとおり計測機器の精度の問題
であり，HFO1336mzz(E)は標準沸点が高く差動圧が低いため，圧力計の誤差が実験結果に与える影響が大きいためである．しかしながらそれ以外の壁面過冷却度では実験結果と計算値は良く一致している．
なお，壁面過冷却度が高くなるにつれて実験結果は計算よりわずかに高くなっていくが，これはヌセル
トの液膜理論では伝熱管を流れる液膜の乱れはないと仮定されているが，実際の現象では壁面過冷却度が高くなるについて凝縮液が多くなり液膜に乱れが発生するためであると考えられる．これは R134a においても僅かに見られる現象である．
次に Fig.3.1.1.4-5 の CF3I の結果に注目する．HFO1336mmz(E)の結果と同様に壁面過冷却度 2K 付近の実験結果のエラーバーが大きくなっている．すべての壁面過冷却度において実験結果は計算値より高くなっている．これは HFO1336mzz(E)の結果と同様に液膜の乱れと考えられる．
Fig.3.1.1.4-6 に HFO1336mzz(E)および CF3I における実験結果と計算値の比較を示す．縦軸および横軸がそれぞれ計算値および実験結果であり，図中の破線は実験結果と計算値の差異 10％を示している．また，上記に記載したエラーバーが大きい壁面過冷却度 2K 付近の実験結果は除いている．HFO1336mzz(E)および CF3I はどちらも実験結果と計算値の差異は 10％以内であり，計算値を算出する際に用いた物性値の推算はサイクル解析や熱伝達率の算出など実用面における精度としては問題ないと考えられる．

,HTC [kW·m -2·K-1]

5Tsat = 20 °C
Tsat = 30 °C
Tsat = 40 °C
Tsat = 50 °C
Tsat = 60 °C

4
3
2

1
1

5
Tsat - Twall [K]Fig. 3.1.1.4-3 Experimental results of HFO1336mmz(E)

94

10

-2

-1

HTC, [kW·m ·K ]5
Tsat = 20 °C
Tsat = 30 °C
Tsat = 40 °C

4
3
2

1
1

5
Tsat - Twall [K]10Fig. 3.1.1.4-5 Experimental results of CF3I

cal [kW·m-2·K-1]

2.5
2

R1336mzz(E) +10%
CF3I
-10%

1.5

1
1

1.5
2
-2
-1
exp [kW·m ·K ]2.5

Fig. 3.1.1.4-6 Compare with experimental results and calculation results.

3.1.2 伝熱データベースの構築
3.1.2.1 伝熱データベースシステムの概要
冷媒の熱伝達性能や圧力損失は熱交換器の形式や伝熱面の形状などにより影響を受け，様々な形式の熱交換器や伝熱面形状が存在するため，熱伝達率や摩擦損失係数を熱物性値の様に表形式でまとめたり，
REFPROP のようなソフトウエアで計算したりすることは困難ある．また，熱伝達率や摩擦係数を予測する整理式も多く提案されているが，全ての熱交換器・伝熱面にそれぞれ対応する式や全てを統一的に高精度で予測できる式は未だ作成されていない．一方，円管内や扁平多孔管内，プレート式熱交換器内
95

の凝縮および蒸発過程における熱伝達率や圧力損失の測定は種々の冷媒について数多く行われており，熱伝達を促進するために開発された内面溝付き管などの実験値も多く存在する．Journal 論文などで公開されたこれらの実験値は，論文中の図にプロットされていることがほとんどであり，それらを二次的に利用することは容易ではない．本プロジェクトで実施している円管内，扁平多孔管内，およびプレート式熱交換器内の凝縮および蒸発熱伝達の実験値に加え，論文中に公開されたデータを数値データとして収集し，Fig.3.1.2.1-1 に示すように全てのデータを Web 上に統合的に集約してインターネットを介して自由にデータを検索・閲覧できる伝熱データベースを構築した．また，グラフの座標軸や表示するデー
タの条件を変更できる機能を持たせた．

Fig. 3.1.2.1-1 Network configuration of heat transfer database
3.1.2.2 文献からのデータ収集
伝熱データを収集する方法と収集した基礎データの構造を Fig. 3.1.2.2-1 に示す．収集した伝熱データ
は書式を定められた Excel シートに収められる．シートの左側から，(1) 伝熱形態や伝熱管，冷媒名称と混合組成比などの情報，(2) 熱伝達率や温度，圧力，質量速度，乾き度，圧力損失勾配などの実験デー
タ，(3) 実験条件から計算された熱物性値，(4) 実験データが公開された論文の文献情報や提供者の情報，の順に構成されている．伝熱データベース構築プロジェクトに関わるメンバーおよび協力者から提供された数値データは，この書式に整理される．
国際的な Journal や国内の論文集などに公開された文献情報のデータ収集については，(1) の情報は論文中の文章や図表から入手し，(2) の実験データはグラフにプロットされたデータの数値をデジタイザ
で 1 つずつ読み取り，座標軸に使われている変数以外のデータは実験条件の説明文などから見つけて入力し，実験データ部分を完成させる．なお，数値を読み取るグラフの多くは，乾き度に対する熱伝達率や圧力損失勾配の変化が示されたものである．(3) の熱物性値は，温度，圧力，冷媒組成などの条件か
ら REFPROP を使って計算する．(4) には論文の DOI 情報などを入力し伝熱データと紐づけができるよ
うにする．最新の実験データおよび過去の実験データについて，この書式で整理した基礎データを作成して蓄積する．このような Excel ファイルを論文ごとに，もしくは 1 つの条件ごとに作成し，Web 上に構築したデータベースシステムにアップロードし，データを蓄積する．
データは熱伝達率または圧力損失勾配の値に対して，それが得られた際の質量速度，乾き度，熱流束，
圧力（飽和温度），冷媒バルク温度，壁温などが表の同じ行に並べられている．混合冷媒の場合は，液相および気相の質量分率を計算した値も入力されている．また，それらの値に基づいて，REFPROP で計算した密度や粘度，熱伝導率，表面張力の値も並べ，無次元整理の際に使えるようにした．
なお，Web 上にアップロードされたデータは，構造化されてデータベースシステム MySQL に格納され，データの検索や閲覧，条件設定などが効率よく行えるようになっている．

96

Fig. 3.1.2.2-1 Data collection scheme and data structure in Excel file.
3.1.2.3 日本冷凍空調学会伝熱データベースの移行
2000 年～2010 年にかけて，日本冷凍空調学会では，当時冷媒の管内凝縮および蒸発の研究を実施していた九州大学，岡山県立大学，東京海洋大学，佐賀大学の実験データをまとめたデータベースを作成した．このデータベースでは，実験装置やデータの整理方法，不確かさ解析などの詳細な情報と共に，論文には掲載されていないデータ，また管壁温度分布などの詳細な実験値がまとめられている．このデータを用いれば伝熱特性の詳細な解析を行うことはできるが，データの書式が研究者によって少し異なり，ファイルもテキスト形式のものと Microsoft Excel 形式のものが混在しているため，データを統一的に扱う際の使い勝手はあまり良くなかった．また，他の研究者の論文からデータを抽出してデータベースに加えることは想定されていなかった．この日本冷凍空調学会伝熱データベースを本プロジェクトの伝熱データベースに移行した．
Fig. 3.1.2.3-1 に冷凍空調学会伝熱データベースの一部を示す．上部には平滑管を用いた実験であることや管の内径と外径，冷媒の組成とモル分率，質量速度などの詳細情報が記載されている．下部には測定データが示されている．黄色マーカーを付けた行からわかるように，この実験では小区間の熱交換量と壁温から熱伝達率を求めており，乾き度や冷媒温度は小区間の出入口で求められているため，熱伝達率の測定値に対応する点での乾き度や冷媒温度が与えられていない．本プロジェクトの伝熱データベー
スにデータを登録するために，小区間出入口の値を平均して熱伝達率に対応する値を与えた．
冷凍空調学会伝熱データベースに蓄積されたデータの冷媒は，HCFC22，HCFC123，HFC125，HFC134a，
R407C，R410A などであり，現在では入手できないものもある貴重なデータである．また，1 つの条件について，凝縮では過熱蒸気から過冷却液まで，蒸発では蒸発器入り口から過熱蒸気までのデータが 1
つのファイルにまとめられており，434 個のファイル，つまり 434 の条件のデータを新しい伝熱データ
ベースに変換した．

97

Fig. 3.1.2.3-1 Data format of JSRAE heat transfer database built in 2000s.
3.1.2.4 伝熱データベースの利用方法

Web 上に構造化されて保存された伝熱データは，インターネット上に置かれたプログラムをブラウザで起動して利用する．Fig. 3.1.2.4-1(a) はログイン後のトップ画面である．現在は，円管，扁平多孔管およびプレート式熱交換器内の沸騰および凝縮の伝熱データが蓄積されている．画面上の熱交換器の図をクリックすると，Fig. 3.1.2.4-1 (b) の画面が表示され，沸騰・凝縮・断熱などの伝熱形態や冷媒の種類を選択する画面が表示される．前述したように，伝熱データベースには，本プロジェクトで測定したデー
タに加え，文献から収集したデータ，過去に作成した冷凍空調学会伝熱データベースのデータが格納されている．なお，本プロジェクトで測定した伝熱データは，論文として公開した後に伝熱データベースに登録する．冷媒には種々の純冷媒や混合冷媒が存在し，混合冷媒には組成比の異なる 2 成分もしくはそれ以上の冷媒を混合したものが数多くあり，研究者が任意に混合して実験を行ったものや ASHRAEの認証を受けた番号が付けられた特定の混合比の冷媒も存在する．伝熱データベースではこれらに対応した冷媒選択が可能である．
Fig. 3.1.2.4-2(a)～(d) は伝熱データの表示例である．ここでは，複数の冷媒の沸騰伝熱データを例として示す．Fig. 3.1.2.4-2(a) は伝熱データの質量速度と圧力条件の分布であり，このようなグラフを調査す
れば，どのような条件の実験データが保存されているかが分かる．なお，右側のカラムには冷媒ごとのシンボルの凡例が示されており，シンボルにポインターを合わせるとそのシンボルがハイライトされ，冷媒ごとに実験条件の分布状況が把握できる．Fig. 3.1.2.4-2(b) は熱伝達率の乾き度に対する分布を示したものである．このグラフには様々な冷媒の平滑管や溝付管内の沸騰伝熱のデータが一緒にプロットされているためそれぞれの分布特性の判別が困難であるが，冷媒や伝熱管種類，質量速度などの条件を絞ることにより，目的の条件だけの伝熱データを表示させることができる．また，選択した表示条件を保存しておくことができ，保存した複数の表示条件のデータを同時にグラフにプロットして比較することができる．Fig. 3.1.2.4-2(c) は，らせん溝付管について，乾き度が 0.4～0.5 の範囲の熱伝達率を熱流束に対してプロットしたものである．複数の冷媒を同時に示しているが，良く知られた特性と一致し，全体として熱流束が大きくなると熱伝達率が高くなる傾向がある．一方，同じデータを用いて質量速度に対する熱伝達率の変化を調べると，Fig. 3.1.2.4-2(d)に示すように，質量速度の影響が小さい冷媒と，質量速度が大きくなると熱伝達率が高くなる傾向を示す冷媒が存在することが分かる．

98

(a) Top page(b) Selection of heat transfer type and refrigerants
Fig. 3.1.2.4-1 Website of the heat transfer database(a) Mass velocity and pressure conditions(b) Heat transfer coefficient versus vapor quality(c) Heat transfer coefficient versus heat flux(d) Heat transfer coefficient versus mass velocity
Fig. 3.1.2.4-2 Examples of data display form

99

3.1.3 各種熱交換器の熱伝達率と圧力損失の整理式
3.1.3.1 円管内の凝縮および蒸発の整理式（長崎大学）
本プロジェクトで候補に挙がった次世代冷媒の水平円管内凝縮流および蒸発流の特性が既存の整理式によって適切に予測可能であるか，検証を行った．また良い一致を示す式について照会する．比較は，熱伝達率特性および圧力損失特性に対して，さらに，ら旋溝付管および平滑管に対して行った．
(1) 凝縮特性・平滑管内の単一冷媒凝縮流
Figs. 3.1.3.1-1(a)および(b)にそれぞれ飽和温度 40 °C における HFO1234yf および HFO1234ze(E)の熱伝達率の測定結果と整理式による予測結果を示す．比較対象として選択した整理式は，Cavallini1)，DobsonChato2)，Shah3)，および原口ら 4)の式である．Fig. 3.1.3.1-1 より，Dobson-Chato2)，Shah3)および原口ら 4)の式による計算値は実験とほぼ一致しているが，Cavallni ら 1)の式は全湿り度域においては実験値より小さい傾向があることが分かる．Table 3.1.4.1-1 に原口ら 4)の整理式の概要を示す．

15

ST, HFO1234yf, G = 200 –2
kgm–2s–1
Tsat = 40 °C, q = 10 kW m

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

15

Exp.
Cavallni et al.
Dobson-Chato
Shah
Haraguchi et al.

10

5

0

0

0.2

0.4

0.6

0.8

ST, HFO1234ze(E), G = 400kgm–2s–1
Tsat = 40 °C, q = 10 kW m–2
Exp.
Cavallni et al.
Dobson-Chato
Shah
Haraguchi et al.

10

5

0

1

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1 – x [-]

1 – x [-](a) HFO1234yf, G = 200 kg m−2s−1(b) HFO1234ze(E), G = 400 kg m−2s−1
Fig. 3.1.3.1-1 Comparison between the calculated and experimental condensation HTCs for single components.
Table 3.1.3.1-1 Haraguchi et al.4) correlation.
Nu =

 di
= NuF2 + NuB2
L
14

 Ga Pr 
Natural convection term NuB: NuB = 0.725H ( )  L L 
 HL   (1 −  )0.1−4
H(ξ): function of void fraction, H ( ) =  + 10 (1 −  ) − 1 + 1.7  10 Re

GaL: Galilei number, GaL =Forced convection term NuF:

g  L2 di3

2L，HL: ratio of sensible latent heat, H L =NuF = 0.0152 (1 + 0.6Pr

0.8L) (  ) ReG
ΦV: friction multiplier,  V = 1 + 0.5  g d i  V (  L −  V ) 

V

ΔhLV

0.77
L

0.75

0.5

X tt0.35 , 1 − x    V   L 
Xtt: Lockhart-Martinelli parameters, X tt =     
 x   L   V 
0.9tt

c p L (Tsat − Twi )0.1・平滑管内の混合冷媒凝縮流
Figs. 3.1.3.1-2(a)および(b)はそれぞれ，二成分混合 HFO1234ze(E)/HFC32 および HFO1234yf/HFC32 の質量速度 200 kg m−2s−1 における平滑管内熱伝達率を示す．横軸は組成の変化を表しており，赤と青はそ
れぞれ，湿り度 0.3 と 0.7 の結果を表す．破線は，単一冷媒に対して提案された原口ら 4) の式による予測値である．Fig. 3.1.3.1-2 に示す通り，いずれの混合冷媒に対しても実験値に対して過大に予測している．温度グライド（非共沸性）が増加するにつれて，熱伝達劣化は顕著になり，整理式は実験値から大100

きく乖離する．そこで，式(3.1.3.1-1)に示す Silver-Bell-Ghaly5-6)の補正方法を導入した．第 1 項の純冷媒の熱伝達率には純冷媒で最も精度良く予測した原口ら 4)の式を代入し，計算を行った．Silver-Bell-Ghalyの補正方法は管断面方向に平衡状態が維持されている仮定のもと，物質伝達抵抗 (1/αmix) を以下のように表す．
11 ΔT  1=+ x cp V αmix αcal
 Δh  αV(3.1.3.1-1)

ここに，αcal は混合冷媒の物性値を用いて，純冷媒の整理式から算出される熱伝達率，αV は Dittus-Boelterの式から算出される蒸気単相の熱伝達率である．ΔT は温度グライド，Δh は混合冷媒の等圧凝縮過程における比エンタルピー差である．実線で示す Silver-Bell-Ghaly5-6)の補正方法を導入した原口ら 4)の式は，
HFO1234ze(E)/HFC32 および HFO1234yf/HFC32 の二成分混合冷媒ともに，おおむね測定値と近い値を示
す．
10

8

ST, R32/R1234ze(E)G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 40 °C

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

10

6
4
2
0

1-x = 0.7 0.3
Measured data
Haraguchi et al. (1994)
with SBG correction

0.2

0.4

0.6

0.8

8
6
4
2
0

1

1 – x = 0.7
1 – x = 0.3

R32/R1234yf
G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 40 °C

Measured data
Haraguchi et al. (1994)
with SBG correction

0.2

0.4

0.6

0.8

1

Mass fraction of R32 [-]Mass fraction of R32 [-](a) HFO1234ze(E)/HFC32(b) HFO1234yf/HFC32
Fig. 3.1.3.1-2 Comparison between the calculated and experimental condensation HTCs for binary mixtures.
・ら旋溝付管内の単一冷媒凝縮流
Fig. 3.1.3.1-3(a)に質量速度 150，200，300 および 400 kg m−2s−1 における HFC32 の測定結果と整理式による予測結果を示す．比較に用いた整理式は，原口ら 4) の平滑管内凝縮流の熱伝達率整理式を参考にし，作成した米本-小山 7) の式である．Fig. 3.1.3.1-3(a)より，米本-小山 7)の式は，湿り度 0.4 以下で測定値より低く予測する場合があるが，この領域の測定不確かさが非常に大きく，HFC32 はおおむね測定値と一致していると言える．特に，湿り度 0.5 以上での予測値は，実験値と非常に良く一致する． Table 3.1.3.12 に米本-小山 7)の整理式の概要を示す．
・ら旋溝付管内の混合冷媒凝縮流
ら旋溝付管における混合冷媒の凝縮熱伝達率の予測方法は，平滑管と同様に，Silver-Bell-Ghaly5-6)の方法を適用することとした．単一冷媒の熱伝達率の項には米本-小山ら 7)の式を代入し，非共沸混合冷媒の熱伝達率を計算した．Fig. 3.1.3.1-3(b)に質量速度 200，300 および 400 kg m−2s−1 における HFO1123/HFC32の予測計算結果と実験値の比較を示す． 図中に，米本-小山 7)の式と Silver-Bell-Ghaly5-6)の方法で計算した非共沸混合冷媒の熱伝達率を実線で示す．Fig. 3.1.3.1-3(b)より，Silver-Bell-Ghaly5-6)の補正方法を導入
した米本－小山の式は，低湿り度から高湿り度にわたって測定値とおおむね良く一致する．

101

40
Microfin tube, MT60
deq = 5.21 mm, R32
Tsat = 40 °C, q = 10 kWm–2

30

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

40

Exp. Yonomoto-Koyama
400 kg m–2s–1
300 kg m–2
s–1
200 kg m–2
s–1
–2 –1
150 kg m s

20
10

0

0.2

0.4

0.6

0.8

Microfin tube, MT60
deq = 5.21 mm, R1123/R32 (40/60 mass%)(Tbub+Tdew)/2 = 40 °C, q = 10 kWm–2

30

Prediction: YonemotoKoyama (2007)
with Silver-Bell-Ghaly crrection

20

Exp.

10

0

1

0.2

0.4

1 – x [-]

0.6

400 kgm-2
s-1
300 kgm-2
s-1
200 kgm-2s-1

0.8

1

1 – x [-](a) HFC32(b) HFO1123/HFC32
Fig. 3.1.3.1-3 Comparison between the calculated and experimental condensation HTCs for microfin tube.
Table 3.1.3.1-2 Yonomoto-Koyama7) correlation.
Nu =

 deq
12
= ( NuF2 + NuB2 )L14Natural convection term NuB: NuB =1.98
1  Ga Pr 
H ( ) 0.1  L L 
0.5
Bo  PhL 

100( V L )

ξ: void fraction,  = 0.81Smith + 0.19x

0.8

Homo ,()

0.1
H(ξ): function of void fraction, H ( ) =  + 10 (1 −  ) − 8.9   1 −  ,L
1 − x 
+ 0.4



V
x 
 V  1 − x  ξSmith: Smith correlation, Smith = 1 +
  0.4 + 0.6
1 − x  
 L  x  
1 + 0.4x    1 − x  V 
ξHomo: void fraction of homogeneous flow,  Homo = 1 +    x  L 
Bo: Bond number, Bo =( p − t ) d eq g (  L −  V )

PhL: ratio of sensible latent heat, PhL =−1−1, GaL: Galilei number, GaL =G  L2 d eq3

L2

c p L (Tsat − Twi )
ΔhLV
0.5

    x  0.5 0.5
Forced convection term NuF: NuF = 2.12 f V V  L   PrL ReL V   1 − x −0.2
fV: vapor friction coefficient, f V = 0.046 ReV

ΦV: friction multiplier,  V = 1 + 1.2Fr

0.05



deq
dh

( secq )

0.75

0.5
tt

ReL and ReV: Liquid and vapor Reynolds numbers: ReL =Fr: Froude number, Fr =G (1 − x ) deq

L， ReV =

G xdeqVG
g d eq  V (  L −  V )(2) 蒸発特性

水平円管内蒸発流の蒸発熱伝達率の整理式は，核沸騰による熱伝達と強制対流の熱伝達で表されるという考え方に基づいた，Chen8)によって最初に提案された手法から派生したものが多い．核沸騰および強制対流沸騰は相互の影響を受け，熱伝達率はこれらの和として次式のように表される．

 =  cv +  nb = F LO + S pb
102(3.1.3.1-2)

ここに，αcv は強制対流による熱伝達率，αnb は核沸騰による熱伝達率である．αL は液だけが管を満たして流れる場合の対流熱伝達率であり，αpb はプール核沸騰の整理式より求められる熱伝達率である．F は二相流増倍係数であり，一般的に Lockhart-Martinelli パラメータにより整理される．S は核沸騰抑制係数である．
・平滑管内の単一冷媒蒸発流
HFO1234yf および HFO1234ze(E)の平滑管内蒸発流における熱伝達率の測定結果と従来の整理式による予測値を比較した．Figs. 3.1.3.1-4(a)および(b)にそれぞれ，飽和温度 10 °C における HFO1234yf およびHFO1234ze(E)の熱伝達率の結果を示す．比較に用いた整理式は，森ら 9)，Saitoh ら 10)，高松ら 11)およびYu ら 12)の式である．図より，森ら 9)，Saitoh ら 10)，および Yu ら 12)の式による計算値は実験値より小さい傾向があるが，高松ら 11)の式は全クオリティ域で実験値とほぼ一致する． Table 3.1.3.1-3 に高松ら 11)の整理式の概要を示す．

20

ST, HFO1234yf, G = 300 –2
kgm–2s–1
Tsat = 10 °C, q = 10 kW m

15

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

20

Exp.
Mori et al.
Saitoh et al.
Takamatsu et al.
Yu et al.

10
5

0

0.2

0.4

0.6

0.8

15

–2 –1

ST, HFO1234ze(E), G = 200
kgm s–2
Tsat = 10 °C, q = 10 kW m
Exp.
Mori et al.
Saitoh et al.
Takamatsu et al.
Yu et al.

10
5

0

1

0.2

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

x [-]

(a) HFO1234yf, G = 300 kg m−2s−1(b) HFO1234ze(E), G = 200 kg m−2s−1
Fig. 3.1.3.1-4 Comparison between the calculated and experimental evaporation HTCs for single components.
Table 3.1.3.1-3 Takamatsu et al.11) correlation.
α = αcv + αnb = FαL + Sαb
Nucleate boiling heat transfer, αnb:  nb = S K 0.745  pb

(1 − e ) ,  = 3.3 10 Ja La   −

S: suppression factor, S =K: heat flux ratio, K

0.745

=

−5

1.25





 L 
cv

1
1 + 0.875 + 0.518 2 − 0.159 3 +0.7907 4

Stephan-Abdelsalam correlation:  pb = 1.35  207
La: Laplace number, La =

L  q d b 
d b  L Tsat 0.745 V 
 L 

0.581

PrL0.533

Lc p L2
Tsat
， Ja : Jakob number, Ja =g ( L − V )
VΔhLV

Forced convection heat transfer,  cv = 0.0116F ReLO PrL
0.89(

0.89 0.8= 1 + 2 X tt−0.88
F: Reynolds number factor, F = FReLO: liquid Reynolds number, ReLO =

0.4

)

L
，
di

0.89 0.8

G (1 − x ) di

L・平滑管内の混合冷媒蒸発流
Figs. 3.1.3.1-5(a)および(b)はそれぞれ，二成分混合 HFO1234ze(E)/HFC32 および HFO1234yf/HFC32 の質量速度 200 kg m−2s−1 における熱伝達率を示す．横軸は HFC32 の質量分率を示し，赤色と青色は，乾き103

度 0.3 と 0.7 の結果を示す．実線は高松ら 13)の式による熱伝達率の予測値である．高松ら 13)の整理式には，彼ら 11)の単一冷媒に対して提案された蒸発熱伝達率整理式の核沸騰項に温度すべりによって生じる蒸気の顕熱分の加熱で生じる蒸気単相の熱抵抗の影響を表す修正係数が導入されている．高松ら 13)の整理式は HFC32 高質量分率で HFO1234ze(E)/HFC32 および HFO1234yf/HFC32 の熱伝達率を 20%程度過大に予測しているものの，HFO1234ze(E)/HFC32 および HFO1234yf/HFC32 の熱伝達率をおおむね精度よく予測する．Table 3.1.3.1-4 に高松ら 13)の整理式の概要を示す．
10

8ST, R32/R1234ze(E)G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

10

6
4
2

x = 0.3 0.7

R32/R1234yf
G = 200 kgm –2s–1(Tdew + Tbub )/2 = 10 °C
q = 10 kWm –2

8
6
4
2

Measured data
Takamatsu et al. (1992)

0

0.2

0.4

0.6

0.8

x = 0.3
x = 0.7

Measured data
Takamatsu et al. (1992)

0

1

0.2

0.4

0.6

0.8

1

Mass fraction of R32 [-]Mass fraction of R32 [-](a) HFO1234ze(E)/HFC32(b) HFO1234yf/HFC32
Fig. 3.1.3.1-5 Comparison between the calculated and experimental evaporation HTCs for binary mixtures.
Table 3.1.3.1-4 Takamatsu et al.13) correlation.
 =  cvm +  nbm = Scvm  cv + K

0.745

S m  pbm
 pb1 pb2
1
 pb2 yL1 +  pb1 (1 − yL1 )  1 + 4.8 yV − yL 

Nucleate boiling heat transfer, αpbm:  pbm =Sm: suppression factor, Sm = Scvm
La: Laplace number, La =1
(1 − e− ) + (1 − Scvm ) ，  = 3.3 10−5 Ja1.25 La  cv  ，

 L 

c
2
， Ja : Jakob number, Ja = L p L Tsatg ( L − V )
VΔhLV

Scvm: suppression factor for mixtures, Scvm =1
1 + 0.30 x

1.39(1 − x )−0.39(y −y + y −y )
2

V

0.745

L

V

L

0.581

  q db   V 
0.533
Stephan-Abdelsalam correlation:  pb = C1  SA = 1.35  207 L    PrLd b  L Tsat    L 
1
 cvm
0.745
=
K: heat flux ratio, K， =2
1 + 0.875 + 0.518 − 0.159 3 +0.7907 4
Sm  pbm
Forced convection heat transfer  cv = 0.0116FReLO PrL
0.89

ReLO: liquid Reynolds number, ReLO =G (1 − x ) di

L

(

0.4

L
di

，

0.89 0.8= 1 + 2 X tt−0.88
F: Reynolds number factor: F = F)

0.89 0.8

・ら旋溝付管内の単一冷媒蒸発流
Fig. 3.1.3.1-6(a)に質量速度 200，300 および 400 kg m−2s−1 における HFC32 の測定結果と整理式による予測結果を示す．比較に用いた整理式は，Thome14)の式である．また，ドライアウトクオリティおよび
ポストドライアウト熱伝達率は，それぞれ吉田ら 15)の式および森ら 16)の式を用いて計算した．なお，ドライアウト開始クオリティと終了クオリティの間の熱伝達率は，ドライアウト開始クオリティにおける各整理式による熱伝達率の予測値と，ドライアウト終了クオリティにおける森らの式によるポストドラ
イアウト熱伝達率の予測値を直線補間した．Fig. 3.1.3.1-6(a)より，Thome14)の式は，質量速度 400 kg m−2s−1104で測定値より低く予測する場合があるが，その他の条件ではおおむね測定値と近い値を示すことが分かる．Table 3.1.3.1-5 に Thome ら 14)の整理式の概要を示す．また吉田らの式 15)によるドライアウト開始乾
き度，および森らの式 16)によるドライアウト後の熱伝達率は測定結果を定性的に表すことに成功している．Table 3.1.3.1-6 に吉田ら 15)および森ら 16)の整理式の概要を示す．
Table 3.1.3.1-5 Thome14) correlation.
3 13

3
 = Emf  nb+ ( ERB CV ) Forced convection heat transfer:  cv = 0.0133ReL,film PrL ( L  )0.69

ReL,film: Liquid film Reynolds number, ReL,film =0.4

4G (1 − x ) (1 −  ) L ，

 x 1 − x  1.18 (1 − x )  g (  L −  V )
x 
ξ: Void fraction,  =+1 + 0.12 (1 − x ) 
+
V 
L 
G  L0.5
 V


0.25







−1

2

 G 
G
+ 3.02 , Gref = 500 kgm−2s −1
 − 3.7
Emf: enhancement factor for microfin tubes, Emf = 1.89 
G 
G
ref
 ref Nucleate boiling heat transfer:
Cooper pool boiling correlation:  nb = 55PR

0.12

( − log10 pR )−0.55

M −0.5q0.67
17

7
0.212
−0.21
 
0.29
 
 pfin    fin 
0.036  hfin −0.024

ERB: convection enhancement factor, ERB = 1 + 2.64 ReL 
 
 
 PrL
 
 
 d max   d max   90 ReL: liquid Reynolds number, ReL =G (1 − x ) d max

L，pfin: groove pitch, pfin = d max
N fin tan  fin

Table 3.1.3.1-6 Yoshida et al.15) and Mori et al.16) correlations.
xdi: dryout inception quality
xdi = min ( xdi1 , xdi2 )xdi = 0.92 ， xdi2 = min ( xdi2a , xdi2b ) ， xdi2a = 0.44FrV0.04 Bo−0.07 ， xdi2b = 0.63FrV0.02 Bo −0.33

xde: dryout completion quality
xde = min ( xde1 , xde2 )xde1 = 1 ， xde2 = min ( xde2a , xde2b ) ， xde2a = 0.76 FrV0.023 Bo−0.022 ， xde2b = 0.405FrV0.01Bo −0.11
FrV: Vapor Froude number FrV =G2

gd eq  V (  L −  V )，Bo: bond number, Bo =q
G DhLV

Post dryout heat transfer coefficient=V ( f 2 )( ReV − 1000 ) PrV
deq 1 + 12.7 f V 2 ( PrV2 3 − 1)

−0.33
fV: Vapor friction coefficient, f V = 0.308ReV ，ReV: vapor Reynolds number, ReV =G x deqV・ら旋溝付管内の混合冷媒蒸発流
Fig. 3.1.3.1-6(b)に質量速度 200，300 および 400 kg m−2s−1 における HFO1123/HFC32 の予測計算結果と実験値の比較を示す．図中に Kondou ら 17) の整理式による熱伝達率の計算値を実線でを示す．この整理式には，単一冷媒に対して提案された蒸発熱伝達率整理式の核沸騰項に Thome18) が提案している液相内の物質伝達抵抗，および温度すべりによって生じる蒸気の顕熱分の加熱で生じる蒸気単相の熱抵抗の影響が考慮されている．Fig. 3.1.3.1-6(b)より，Kondou ら 17)の式は，低乾き度から高乾き度にわたり測定値とおおむね一致する．Table 3.1.3.1-7 に Kondou ら 17)の整理式の概要を示す．

105

30
Microfin tube, MT60
deq = 5.21 mm, R32
Tsat = 10 °C, q = 10 kWm–2
Prediction: Thome et al. (1999)Exp.
400 kgm-2
s-1
300 kgm-2
s-1-2 -1
200 kgm-2s-1
150 kgm s

20

10

HTC,  [kW m–2K–1]

HTC,  [kW m–2K–1]

30

Microfin tube, MT60
deq = 5.21 mm, R1123/R32 (40/60 mass%)(Tbub+Tdew)/2 = 10 °C, q = 10 kWm–2

20

Prediction: Kondou et al. (2013)
Exp.

10

0.8

1

(a) HFC32(b) HFO1123/HFC32
Fig. 3.1.3.1-6 Comparison between the calculated and experimental evaporation HTCs for microfin tube
lines show the prediction results of selected correlations).

(Solid

0

0.2

0.4

0.6

0.8

0

-2 -1

200 kgm-2s-1
300 kgm-2s-1
400 kgm s

1

0.2

0.4

0.6
x [-]

x [-]

Table 3.1.3.1-7 Kondou et al.17) correlation.

(

)

−1

 1 
 1 + Cir Y1 − X 1 dT , xc pV sat  +dh p  CV +  nb,mix   V 


 =

 
Gd 
dT
T −T
 V =  V  0.023  r eq  PrL1 3 ， sat  dew bub
d 

d
h
DhLV
p
 V 
 eq 

Forced convection heat transfer

Carnavos correlation:  cv = F L_Carnavos

F = 1 + Ccv X tt ， Ccv = 10 ( ReL  10−4 )−0.6

1 − 0.93exp ( −4 ReL  10−4 ) ( V L )0.35
 Gr (1 − x ) ( d eq A ) L Pr 0.4 FCarnavos , L_Carnavos =0.023 L( deq A )
0.8

 d 
FCarnavos =  eq 
 d max 

0.2

0.5

 d max   1 

 

 deqA   cos  

3Nucleate boiling heat transfer:
−1

 X
X 
 nb,m =  1 + 2  NSn7 5  nb,1  nb,2 12  L   C pL   dTbub  NSn = 1 − Y1 − X 1  D   Dh   dX  12,L  
LV,L  
1 




(

−1

)

αnb,1 and αnb,2 are calculated by means of Momoki et al. 19) for each component.
(3) ら旋溝付管内の凝縮・蒸発流の圧力損失特性

単一冷媒 HFC32 および混合冷媒 HFO1123/HFC32 のら旋溝付管内凝縮・蒸発流における圧力損失の測定結果と，整理式による予測値を比較した．Fig. 3.1.3.1-7 に質量速度 200 および 400 kg m−2s−1，熱流束
10 kg m−2s−1 の条件下で測定した混合冷媒 HFO1123/HFC32 および単一冷媒 HFC32 の圧力損失の実験値，および単一冷媒に対して提案された馬場 20) の整理式による予測値を示す．馬場の式の予測結果は，いずれの試験冷媒の測定結果とも良く一致しており，物性の圧力損失への影響を良く表現できている．またこのことは，混合冷媒の圧力損失特性は物質伝達抵抗や温度すべりの影響をほとんど受けず，単一冷媒と同様に蒸気密度や液粘度などの物性値の影響のみを受けるというこれまでの知見とも一致する．
Table 3.1.3.1-8 に馬場 20) の整理式の概要を示す．

106

40

15

Microfin tube
deq = 5.21 mm,(Tbubble + Tdew)/2 = 40 °C, q = 10 kWm –2
Prediction: Baba (2013)
Exp.
G200 G400

DP/DZ [kPam–1]

DP/DZ [kPam–1]

20

R32
R1123/R32(40/60 mass%)

10
5
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1 – x [-]

30

Microfin tube
deq = 5.21 mm,(Tbubble + Tdew)/2 = 10 °C, q = 10 kWm –2
Prediction: Baba (2013)
Exp.

G200 G400

20 R32
R1123/R32(40/60 mass%)

10
0

1

0.2

0.4

0.6

0.8

x [-]

(a) Condensation(b) Evaporation
Fig. 3.1.3.1-7 Comparison between the calculated and experimental pressure drops values.
Table 3.1.3.1-8 Baba20) correlation.
 2 f VOG 2  D PF 2 =  VO  DZ TP d eq  V 
0.5

1.05

0.5

0.71

1.8   V f LO 
0.52   V    L 
2
1.8
0.9
Condensation flow: ΦVO = x + (1 − x )  + 0.63x (1 − x )    f L   V 
 L VO 

Evaporation flow:
1.8   f
0.61      2ΦVO= x1.8 + (1 − x )  V LO  + 1.22 x 0.97 (1 − x )  V   L  L   V 
  L f VO  Re d 
f LO = 0.046  LO eq 
 d max −0.2

 Re d 
f VO = 0.046  VO eq 
 d max −0.2

 A d eq 
 d max 

0.8 A d eq 
 d max ( cos  )

−1.3

0.8

( cos  )−1.3

  10.8 p 3.3   d eq 5fin
1 +    d max    d max   10.8 p 3.3   d eq 5fin
1 +    d max    d max 

ReLO and ReVO: liquid and vapor Reynolds number, ReLO =

Gd eq

L

, ReVO =GdeqV d max cos 
pfin: groove pitch, pfin =
N fin

参考文献
1) A. Cavallini, D. Del Col, L. Doretti, M. Matkovic, L. Rossetto, C. Zilio, G. Censi: Heat Transf. Eng., 27(8), 31(2006).
2) M. K. Dobson, J. C Chato, J Heat Transfer, 120(1), 193(1998).
3) M. M. Shah: ASHRAE Transactions, Denver, 119(2), 3(2013).
4) 原口英剛, 小山繁, 藤井哲: 日本機械学会論文集（B 編）, 60 (574), 2117(1994).
5) L. Silver: Trans. Inst. Chem. Engrs., 25, 30(1947).
6) K.J. Bell, M.A. Ghaly: AIChE Symp. Ser., 69, 72(1973).
7) 米本龍一郎, 小山繁: 冷空論, 24(2), 139(2007).
8) J. C. Chen: Ind. Eng. Chem., 5(3), 322(1966).
9) 森英夫, 吉田駿, 柿本益志, 大石克己: 冷空論, 16(2), 177(1999).
10) S. Saitoh, H. Daiguji, E. Hihara: Int. J. Heat Mass Transf., 50, 5215(2007).
11) 高松洋, 桃木悟, 藤井哲: 日本機械学会論文集（B 編）, 58(550), 1875(1992).
12) J. Yu, S. Momoki, S. Koyama, Int. J. Heat Mass Transf., 42(10), 1909(1999).
13) 高松洋, 桃木悟, 藤井哲: 日本機械学会論文集（B 編）, 2198, 58(551), 2198(1992).
14) J.R. Thome: Convective Flow and Pool Boiling Conference, (1997).
15) 吉田駿，森英夫，柿本益志，大石克己: 冷空論, 17(4), 511(2000).
16) 森英夫，吉田駿，柿本益志，大石克己，福田健一: 冷空論, 17(4), 521(2000).
17) C. Kondou, D. Baba, F. Mishima, S. Koyama: Int. J. Refrig., 36, 2366(2013).
18) J.R. Thome: AIChE. Symp. Ser., 77(208), 238(1981).

107119) 桃木悟, 兪堅, 小山繁, 藤井哲, 本田博司: 冷空論, 12(2), 177(1995).
20) 馬場大輔: 博士論文, 九州大学 総合理工学府(2013).

108

3.1.3.2 扁平多孔管内の相変化伝熱（東京海洋大学）
Table 3.1.1.2-1 に，本プロジェクトにて提案した扁平多孔管内の純冷媒および混合冷媒の凝縮熱伝達率の予測式 1)を示す．Fig. 3.1.3.2-1 に，本プロジェクトで測定した純冷媒および混合冷媒の凝縮熱伝達率と推奨式との比較を示す．
Table 3.1.3.2-1 Recommended correlation of condensation heat transfer inside multiport tube 1)

 pure =L Nu
Dhfor pure refrigerants

 1
3xc pV (DTglide / DhLV ) 
+


V
 pure−1for mixtures

 mix =  GxDh   V cpV   V 
 
 

 V   V   Dh 
0.8

0.4

 V = 0.023 

Nu = ( NuF3 + NuS3 )1/3

 G (1 − x) Dh 
NuF = 0.023 

L



0.8

 L cpL  L 

0.3

−0.1
1.18

 x    L   L  
1 + 0.22 
 
 
 
 1 − x    V   V  


1/ 4

  Dh  D 
NuS = 0.56 Co −0.3  L LV h  L L (Tr − Tw ) x
x + (1 − x)(  V /  L )， Co =σ /  g ( ρL − ρV )
Dh

6
HFC32
HFO1234yf
HFC410A
HFC32/HFO1234yf [47/53]
HFC32/HFO1234yf [27/73]
HFO1123/HFC32 [39/61]
HFC32/CF3I [90/10]
HFO1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20]
CO2/HFC32/HFO1234yf [2/20/78]

4(cal-exp)/exp [-]

=

2

+30%

0
-30%

-2
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1 - x [-]

Fig. 3.1.3.2-1 Comparison with the correlation of condensation heat transfer coefficients.

109

扁平多孔管内の混合冷媒の蒸発熱伝達率の推奨式 2,3,4)を Table 3.1.3.2-2 に示す．この予測式は水平扁
平多孔管内における HFC32/HFO1234yfy 混合物の蒸発熱伝達率の測定値に対して提案されており，核沸騰熱伝達，強制対流熱伝達および薄液膜蒸発熱伝達の寄与に加え，非共沸混合冷媒の場合はそれぞれの伝熱劣化の影響を考慮している．Fig. 3.1.3.2-2 に，本プロジェクトで測定した純冷媒および混合冷媒の蒸発熱伝達率と推奨式との比較を示す．本評価にはドライアウト後の比較も含まれる．図より，凝縮熱伝達率に比して，蒸発熱伝達率の予測式と実験値との偏差が大きい．特に低質量速度のドライアウト前後での予測精度が悪く，予測性の改善が必要である．

Table 3.1.3.2-2 Recommended correlation of evaporation heat transfer inside multiport tube 2, 3, 4)
1/5

 tp,mix = ( cb,mix )5 + ( nb,mix )5 

1/5

 tp,pure = ( cb,id )5 + ( nb,id )5 

for mixtures

for pure refrigerants

cb,mix = max (fc,mix , lf,mix ) ，  cb,id = max ( fc,id ,  lf,id )ΔTglide 

 
−q


 nb, mix =  nb, id 1 +
1 − exp  
 0.0003 L ΔhLV   
 q / anb, id C

λ  q Db   Pr 
αnb,id = 10 L  
Db  λ LTr   Pcrit ρ 
C = 0.855  V  ρL 

0.309

 Pr 

 Pcrit 

0.1


Tr 
1 −

 Tcrit −1.4−0.437， Db = 0.511−1 μL c pL  λL 

−0.25

，

2σ
g ( ρL − ρV )

0.88
0.4
0.8

 1  L  G(1 − x) Dh   L c pL  fc,mix =  fc,id = 1 + 2  0.023    

Dh 
L
L 


tt 




alf, mix = lf,id
1 + Bmlf Y − X

For annular and churn flow regimes:
Bmlf = 35 ，  lf, id = L， δe = 0.014Ca 0.1 Dh ，  = x /  x + (1 − x)(  V /  L ) e

For plug and slug-annular flow regimes:
 λ 
0.2
Bmlf = 8 ， αlf,id = Fdp  β L  ， δe = 0.005Ca 0.05 ( ρL ρV ) Dh
 δe 
−0.3
0.2
−0.16


 ρV   GDh 
q−1.0 
4
Fdp = min 7.8Co  10    
, 1



 GΔhLV  ρL   μL 

110

Flow pattern transition boundaries:- Annular flow regime: WeV / Co  75
- Plug flow regime: WeL  2.3 10−4  WeV 

3.7

 Co 

Co- Slug-annular flow regime: WeL  2.3 10−4  WeV  Co 

Co- Churn flow regime: WeL  2.3 10−4  WeV 

3.7

 Co 

Co

3.7

and WeLo  4

and WeLo  4

For dryout region (post dryout region):α = α xdi −x − xdi( αxdi − αxde )xde − xdi

where α xdi is the heat transfer coefficient calculated at x = xdi
xdi = min ( xdi1 , xdi3a , xdi3b )

xdi1 = 0.94 − 1.75 10−6 ( ReVo Bo)1.75 ( ρV ρL )
−0.32
0.48
xdi3a = 0.253FrVo
Bo −0.12WeVo( ρV ρL )

−0.86

0.16

−1.00
xdi3b = FrVo
Bo−0.21WeVo0.70

λ  GD 
αxde = 0.023 V  h 
Dh  μV 
1− x Χ tt = 

 x 

0.9

0.8

0.5

 μV c pV  λV 

0.4

0.1

 ρV   μL 
 ， Ca =  x V + (1 − x ) L  LG  ， Co =  /  g (  L −  V ) Dh

 
ρ
μ
L
V

 


WeL = G 2 (1 − x ) Dh / ( L ) ， WeLo = G Dh / (  L ) ， WeV = G x Dh / (  V )2

2

WeVo = G 2 Dh / (  V ) , ReVo = GDh μV ,2

2

Bo = q ( GDhLV ) , FrVo = G 2  gDh ρV ( ρL − ρV ) 

111

6
HFC32
HFO1234yf
HFC410A
HFC32/HFO1234yf [50/50]
HFC32/HFO1234yf [82/18]
HFO1123/HFC32 [39/61]
HFC32/CF3I [90/10]
HFO1123/HFC32/HFO1234yf [59/21/20]
CO2/HFC32/HFO1234yf [2/20/78]

5(cal-exp)/exp [-]

4
3
2

+30%

1
0
-30%

-1
-2
0

0.2

0.4
0.6
x [-]

0.8

1

Fig. 3.1.3.2-2 Comparison with the correlations of evaporation heat transfer.

Table 3.1.3.2-3 に，扁平多孔管内の摩擦圧力損失の推奨式 5, 6)を示す．摩擦圧力損失については混合冷媒についても純冷媒に対して提案された予測式が適用可能である．Fig. 3.1.4.2-3 に，本プロジェクトで測定した純冷媒および混合冷媒の凝縮流の摩擦圧力損失と推奨式との比較を示す．
Table 3.1.3.2-3 Recommended correlations of pressure drop inside multiport tube 5,6)
0.75
1.25

  V    2 f Vo G 2 
1.8  V f Lo
0.43   L 
 DP 
2  DP 
1.8
0.68+ 0.65 x (1 − x ) 
 
 


 = ΦVo  =  x + (1 − x ) L f Vo
V    L    D  V 
 DZ F DZ  Vo for (GD / V )  1500
C l ( GD / V ) ,f Vo = 0.2
0.046 ( GD / V ) , for (GD / V )  1500

C l ( GD / L ) ,f Lo = 0.2
0.046 ( GD / L ) ,C l = 16(for (GD / L )  1500
for (GD / L )  1500

for circular minichannels
23

4

C l = 24 1 − 1.355a * + 1.947a * − 1.701a * + 0.956a * − 0.254a *5) for rectangular minichannels

a* : aspect ratio of the shorter side to longer side of the rectangular minichannel112 DP 2  DP  = Φf  DZ F DZ f2
2
 DP  2 f f G (1 − x)  DP  2 f g G x
=
, 


 =
D f
D g
 DZ f
 DZ g2

f k = C l / Rek

2

for Rek  2000

f k = 0.079 / Rek

0.25

for 2000  Rek  20000

f k = 0.049 / Rek

0.2

for 20000  Rek

For laminar flow in rectangular channel

f k Rek = 24 ( 1 − 1.3553a* + 1.9467a*2 − 1.7012a*3 + 0.9564a*4 − 0.2537a*5 )C = 0.39 Refo 0.03 Sugo 0.10 ( f / g )0.35 for turbulent/turbulent
C = 8.7  10−4 Refo 0.17 Sugo 0.50 ( f / g )0.14 for turbulent/laminar
C = 0.0015Refo 0.59 Sugo 0.19 ( f / g )0.36 for laminar/turbulent
C = 3.5  10−5 Refo 0.44 Sugo 0.50 ( f / g )0.48 for laminar / laminar
SuVo =

 V DhV 2

a* : aspect ratio of the shorter side to longer side of the rectangular minichannel

4
HFC32
HFO1234yf
HFC410A
HFC32/HFO1234yf
HFO1123/HFC32
HFC32/CF3I
CO2/HFC32/HFO1234yf
HFO1123/HFC32/HFO1234yf

3
2
1(DPF, cal - DPF,expl) / DPF, exp [-](DPF, cal - DPF,expl) / DPF, exp [-]

4

+30%

0
-30%

-1

3
2
1

HFC32
HFO1234yf
HFC410A
HFC32/HFO1234yf
HFO1123/HFC32
HFC32/CF3I
CO2/HFC32/HFO1234yf
HFO1123/HFC32/HFO1234yf
+30%

0
-30%

-1

Jige et al. correlation
-2
0

0.2

0.4

0.6

0.8

Kim-Mudawar correlation
-2
0

1

0.2

x [-]

0.4

0.6

0.8

1

x [-]

(a) Jige et al.5)(b) Kim and Mudawar6)
Fig. 3.1.3.2-3 Comparison with the correlations of pressure drop.
参考文献
1)

D. Jige, M. Nobunaga, T. Nogami and N. Inoue, Condensation heat transfer of binary and ternary mixtures inside multiport tubes,
International Journal of Heat and Mass Transfer. （投稿中）

2)

D. Jige, S. Kikuchi, N. Mikajiri and N. Inoue, Flow boiling heat transfer of zeotropic mixture R1234yf/R32 inside a horizontal
multiport tube, International Journal of Refrigeration, 119, 390-400, (2020)

3)

D. Jige, S. Kikuchi, H. Eda and N. Inoue, Flow boiling in horizontal multiport tube: Development of new heat transfer model forrectangular minichannels, International Journal of Heat and Mass Transfer, 144, 118668, (2019)4)

D. Jige, S. Kikuchi, H. Eda and N. Inoue, Two-phase flow characteristics of R32 in horizontal multiport minichannels: Flowvisualization and development of flow regime map. Int. J. Refrig., 95, pp. 154-164, (2018).

113

5)

D. Jige, N. Inoue and S. Koyama, Condensation of refrigerants in a multiport tube with rectangular minichannels, Int. J. Refrig.,
67, pp. 202–213, (2016).

6)

S.M. Kim and I. Mudawar, Universal approach to predicting two-phase frictional pressure drop for adiabatic and condensing
mini/micro-channel flows, Int. J. Heat Mass Transf., 55, pp. 3246–3261, (2012).

3.1.3.3 プレート式熱交換器内の凝縮および沸騰の整理式（佐賀大学）
3.1.1.3 項で報告したプレート式熱交換器内の凝縮および沸騰熱伝達率の実験データを基に，凝縮および沸騰熱伝達整理式を検討した．既存の凝縮熱伝達率の整理式 1) 2) 3) 4)と，本研究の比較データとの比較
結果を Fig.3.1.3.3-1 に示す．検討のため，過去に本研究グループにより実施した HFO1234ze(E)の測定結
果 5)も用いている．図より，いずれの整理式においても，HFC32 の計算値の測定値との偏差は他の冷媒の結果より小さいものの，他の冷媒の偏差は大きいことがわかる．ここで取り上げた整理式では，あるいは一般に，流量またはクオリティが高い領域でみられる強制対流凝縮を念頭に整理式の検討がなされており，本研究における測定範囲とは一部異なることが原因とみられる．今後検討を進め，整理式の提案を行う予定である．Table 3.1.3.3-1 に，今回の比較・検討結果および物理的に最も適切と考えられる
Longo ら 3) の整理式を示しておく．
100
Yan et al. (1999)
Condens ati on

Calculated HTC [kW/(m2·s)]

Calculated HTC [kW/(m2·s)]

100

10

1

+50%
-50 %

0.1

HFC32
HFO1234yf
CF 3I
HFO1234ze(E)(2016)

Ha n et al. (2003)
Condens ati on

10

1

+50%
-50 %

1
10
100
2
Experimental HTC [kW/(m ·s)]

0.1(a) Yan et al. 1)

1
10
100
2
Experimental HTC [kW/(m ·s)](b) Han et al. 2)

100

100
Longo et al. (2015)
Condens ati on

Calculated HTC [kW/(m2·s)]

Calculated HTC [kW/(m2·s)]

HFC32
HFO1234yf
CF 3I
HFO1234ze(E)(2016)

10

1

+50%
-50 %

0.1

HFC32
HFO1234yf
CF 3I
HFO1234ze(E)(2016)

Zhang et al. (2019)
Condens ati on

10

1
+50%
-50 %

1
10
100
2
Experimental HTC [kW/(m ·s)]

0.1

HFC32
HFO1234yf
CF 3I
HFO1234ze(E)(2016)

1
10
100
2
Experimental HTC [kW/(m ·s)](c) Longo et al. 3)(d) Zhang et al. 4)
Fig. 3.1.3.3-1 Agreement between present experimental data and calculated value.

114

Table 3.1.3.3-1 Correlation of condensation heat transfer coefficient for HFO refrigerants.
Reference
Correlation
1
Longo et al. [3]𝑘𝐿3 𝜌𝐿2 𝑔Δ𝐽𝐿𝐺 4ℎ = 0.943𝜙 [](𝑅𝑒𝑒𝑞 < 1600)
𝜇𝐿 Δ𝑇𝐿ℎ = 1.875𝜙

𝑅𝑒𝑒𝑞 =

𝑘𝐿 0.445 1⁄3
𝑅𝑒
𝑃𝑟𝐿
𝐷ℎ 𝑒𝑞

(𝑅𝑒𝑒𝑞 ≥ 1600)

𝜌 0.5
𝐺 [(1 − 𝑥) + 𝑥 (𝜌𝐿 ) ] 𝐷ℎ𝑉𝜇𝑙

蒸発熱伝達率の整理式についても同様の検討を行った結果，Table 3.1.3.3-2 に示している Longo ら 6)の整理式が本実験データを良好に再現することが明らかになった．表面粗さ Ra0 の値は本テストプレー
ト(切削加工面) における標準的な値である 3.2 m としている．なお，文献 5)に明記されていないプー
ル沸騰に関する計算パラメータについては Gorenflo ら 7) の値を用いた．整理式の詳細は Table 3.1.4.3-2の通りである．図より，蒸発熱伝達率の計算値はほとんどの測定値を±30%以下で再現することがわかる．
整理式と大きく外れているデータはドライアウトの発生によるものであり，実用の範囲においては，本整理式でプレート式熱交換器内部の熱伝達率の予測は可能であるといえる．
非共沸混合冷媒の凝縮 8)および蒸発 9)熱伝達率の整理式は，近年になり提案され始めているものの，限られたプレート形状にのみ適用可能であり，一般性を有するには至っていないのが現状である．また，本プロジェクトにおいて取得したデータも限られた冷媒種類および測定条件であり，高精度に評価できるとはいえない．今後，冷媒の種類および実験条件を拡充してデータを取得し，評価・検討を行っていく予定である．

115

Table 3.1.3.3-2 Correlation of evaporation heat transfer coefficient for present plate heat exchanger 10).
Reference
Correlation
Longo et al. [5]ℎ = 𝑀𝐴𝑋(ℎ𝑐𝑏 , ℎ𝑛𝑏 )Gorenflo et al. [6]𝑘𝐿 0.8 1⁄3ℎ𝑐𝑏 = 0.122𝜙 𝑅𝑒𝑒𝑞
𝑃𝑟𝐿𝐷ℎ𝑅𝑒𝑒𝑞 =

𝜌 0.5
𝐺 [(1 − 𝑥) + 𝑥 (𝜌𝐿 ) ] 𝐷ℎ𝑉𝜇𝐿

𝑞 0.467ℎ𝑛𝑏 = 𝐶𝑛𝑏 𝜙ℎ0 𝐶𝑅𝑎 𝐹(𝑝∗ ) ( )𝑞0
𝐶𝑛𝑏 = 0.58
ℎ0 = 3.58𝑃𝑓0.6
𝑃𝑓 = [(𝑑𝑝) ⁄𝜎]
𝑑𝑇 𝑉𝑃𝐶𝑝∗ =0.10𝐹(𝑝∗ ) = 1.2𝑝∗0.27 + [2.5 + 1⁄(1 − 𝑝∗ )]𝑝∗
𝑅𝑎 0.1333
𝐶𝑅𝑎 = ()
0.4𝜇𝑚
𝑞0 = 20
𝑅𝑎0 = 0.4 (𝑂𝑟𝑖𝑔𝑖𝑛𝑎𝑙, 𝑓𝑜𝑟 𝑠𝑚𝑜𝑜𝑡ℎ 𝑐𝑜𝑝𝑝𝑒𝑟 𝑡𝑢𝑏𝑒)
𝑅𝑎0 = 3.2 (𝑃𝑟𝑒𝑠𝑒𝑛𝑡 𝑟𝑒𝑝𝑜𝑟𝑡, 𝑓𝑜𝑟 𝑐𝑢𝑡𝑡𝑖𝑛𝑔 𝑆𝑈𝑆304 𝑝𝑙𝑎𝑡𝑒)𝑝0∗ = 0.1

Longo et al. (2015)
Evaporation
Ra=3.2 m

2Calculated HTC [kW/(m ·s)]

100

10

1

+30%

HFC32
HFO1234yf
CF3I
HFO1234ze(E) (2016)

-30 %
0.1

1
10
100
2
Experimental HTC [kW/(m ·s)]Fig. 3.1.3.3-1 Agreement between experimental and calculated value by Longo et al.5) correlation.

116

本項で用いた主な記号
DhHydraulic diametergGravity acceleration
G
Mass velocityhHeat transfer coefficient
JLG
Specific latent heat of condensationk
Thermal conductivity
L
Flow length of the plate
Pr
Prandtl numberqHeat flux
Re
Reynolds numberRa
Mean roughnessx
Vapor quality

DT



Subscripts
L
V

m
m/s2
kg/(m2•s)
W/m2J/kg
W/(m•K)
m
W/m2
m
-

Difference between saturation and wall temperature
Enlargement factor
Viscosity
Density

K
Pa•s
kg/m3

Saturated liquid
Saturated vapor

参考文献
1） Y. Y. Yan, H. C. Lio, T. F. Lin, IntG. A. Longo, S. Mancin, G. Righetti, Claudio Zilio, Int. J. heat and mass transfer, 42, 993-1006,(1999).
2） D. H. Han, K. J. Lee, Y.H. Kim, J. of the Korean Physical Society, 43, 1, 66-73, (2003).
3） G. A. Longo, G. Righetti, C. Zilio, Int. J. heat and mass transfer, 82, 530-536, (2015).
4） J. Zhang, M. R. Kærn, T. Ommen, B. Elmegaard, F. Haglind, Int. J. heat and mass transfer, 128, 136-149, (2019).
5） K. Kariya, M. S. Mahmud, A. Miyara, 2016 Purdue Conference, 2600, (2016)6） G. A. Longo, S. Mancin, G. Righetti, C. Zilio, Int. J. heat and mass transfer, 91, 144-149, (2015).
7） D. Gorenflo, U. Chandra, S. Kotthoff, A. Luke, Int. J. Refrig., 27, 492-502 (2004).
8） X. Huang, J. Zhang, F. Haglind, Int. J. Refrig., 137, 166-167 (2022).
9） R. Prabakaran, M. Salman, P. G. Kumar, D. Lee, S. C. Kim, Applied thermal engineering, 216, 119070 (2022).
10）仮屋圭史，Mahbubur Rahman, 宮良明男，日本機械学会熱工学コンファレンス 2022, C214 (2022).

117

3.1.4 AI 伝熱，圧損評価
熱交換器の設計には，伝熱管管内の相変化熱伝達整理式が必要である．そこで，現在，各研究者から提案されている沸騰熱伝達率整理式について，精度を確認することとする．評価に用いたデータサンプ
ルは，他研究者から集められたデータとして客観性を持たせて平等に評価している．現状提案されている整理式では，物性の異なる冷媒の場合には，予測精度が大きく異なってしまうため，多様な冷媒に適用できなくなる問題に陥る．つまり現状では，一つの整理式を用いて熱交換器の設計が不可能となり，冷媒が異なるたびに補正係数等を新たに加え，改めて整理式を構築することが必要となり，熱交換器設計に大きな課題となっていた．そこで，AI を用いた新たな熱伝達評価方法を確立し，その解決する手段を検討した．
自然冷媒や HFO 冷媒，そしてフレオンについてデータベースを構築した．Table 3.1.4-1 にデータベ
ースセット一覧を示す．管径は 0.5mm – 4mm 程度と今後冷凍空調分野の熱交換器として適用の可能性が大きい範囲でデータを集めることとした．また，水平流だけでなく，上昇流や下降流のデータも含まれた全 1,388 点である．評価に使用した整理式は，各式の特徴と信頼性まで抽出できるように配慮している．これを実現するために，Excel 上で物性値計算ソフトウエア Refprop10 を連携させた VBA プロ
グラムの開発まで行った．
以上，取り上げた整理式は，実験条件の入力のみで自動計算および比較が可能となっている．各々の整理式の結果は，グラフとして可視化することにより比較でき，実験値との比較の場合については，標準偏差 SD と全体の実験値に対して予測精度が 20 %，30%以内の割合をパーセンテージ表記として出
力できる．
Table

3.1.4-1 Data samples

Table 3.1.4-1 において，文献は上から順に，Lazarek and Black 3.1.4-1), Wambsganss et al.3.1.4-2), Tran
et al.3.1.4-3), Kew and Cornwell3.1.4-4), Bao et al.3.1.4-5), Kuwahara et al.3.1.4-6), Sumith et al.3.1.4-7), Saitoh
et al.3.1.4-8), Yamashita et al.3.1.4-9), Miyata et al.3.1.4-10), 3.1.4-11), Li et al.3.1.4-12), Enoki et al.3.1.4-13)である。
一例として，Fig. 3.1.4-1 に榎木ら以外の 9 つの整理式の精度（文献は左上から右下に向かって，3.1.414)～3.1.4-22)）を，Fig. 3.1.4-2 には榎木らの精度 3.1.4-23)を横軸に実験値，縦軸に各研究者の計算結果として示している．整理式の特徴としては，精度 100 %を示す，斜め 45 度の対角線よりも下側，つまり計算値は実験結果を低く見積もる傾向がある．これは微細管の特徴である，薄い液膜による熱伝達率の向上効果について表現できていないものと考えられる．
Fig. 3.1.4-2 に示す榎木らの整理式の精度については，他の整理式と比較して，極めて良好である．これは，宮田らが提案した簿液膜の熱伝導蒸発項を線形和として加えることにより，冷媒や，水平流に特有の流動様相観察結果をもとにしているからと考えられる．
118

αcal. kW m-2K-1

50

Chen

10

Lazarek and Black

+30%
HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

-30%

Jung et al.

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

-30%

-30%

5

1
0.5

αcal. kW m-2K-1

50

Liu and Winterton

10Mori et al.

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

-30%

Sumith et al.

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

-30%

-30%

5

1
0.5

αcal. kW m-2K-1

Kandlikar and
50 Balasubramanian

Saitoh et al.

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

-30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

10

Zhang et al.

+30%

+30%

HFC
CFC
HCFC
HFO
Water
CO2

-30%

-30%

5

1
0.5
0.5

1

5

10
-2 -1

αexp. kW m K

Fig. 3.1.4-1

50

0.5

1

5

10
-2 -1

αexp. kW m K

50

0.5

1

5

10

50

-2 -1

αexp. kW m K

Accuracy of boiling heat transfer coefficient predictions for data from 9 researchersother than Enoki et al.

ただし，これらは流路が円形の場合にのみ適用可能な式で，近年の伝熱管にみられる矩形流路には適用できない．さらに，今後の混合冷媒による複雑な沸騰現象も検討すれば，伝熱面の局所の物性変化は，蒸発熱伝達を伴う微細流路伝熱管にとって，どんな伝熱管形状でどんな冷媒でも適用できる一般式というものがないことは熱交換器開発にとって大きな問題となる．つまり，どんな冷凍空調機の熱交換器にでも使用可能な整理式というのは，現状では存在しないことが問題であることは明確である．

119

Fig. 3.1.4-2

Accuracy of boiling heat transfer coefficient prediction by Enoki et al.

そこで，本プロジェクトにおいては，熱交換器の設計について明確な道しるべを示すことが最重要課
題としてあると認識し，検討を進めている．まずは，電気通信大学が過去に人工知能 AI を使った相変化熱伝達が予測できるのかを検討している．その結果，多様な冷媒に対しても十分に予測が可能であることが判明した．
そこで，次章では，AI による整理式が，ブラックボックスとなってしまう問題点があったため，現時点で考案した新しい手法について，説明する(3.1.4.1）．
また，摩擦圧力損失の予測モデルを構築する．この際，相変化熱伝達のデータと組合わせることで，個別に予測するよりも高い精度を実現する機械学習モデルの構築手法を提案する．さらに，深層学習モ
デルの可視化を行う（3.1.4.2）．

120

3.1.4.1 微細流路管における沸騰熱伝達率の予測
近年，内径 1～4mm の微細流路管内の熱伝達が，冷凍・空調，ラジエーター，電子機器用ヒートパイ
プ，宇宙空間での熱放射，人工心肺などの用途で研究されている．特に，冷凍・空調分野では，微細流路管の伝熱効率を大幅に向上させることができるため，微細流路管での伝熱に関する研究がいくつか行
われている．また，微細流路管は熱交換器をコンパクトにし，地球環境に悪影響を与える冷媒の生産量を削減することができる．この改善は，特に微細流路管の熱伝達現象に起因している．微細流路管の熱伝達は，強制対流による蒸発だけでなく，通常の流路と同様に核沸騰も起こる．流路を細くすることで，表面張力の影響により液膜伝導蒸発が促進され，スラグ流の発生する領域ではガスプラグ周辺の液膜（熱抵抗の原因となる）が薄くなることが確認された．
このように微細流路管には多くの利点があるが，液膜伝導蒸発時の伝熱面積は，ガスプラグや流れの状態，流れの量や質による流れの方向の変化により変化するため，微細流路管の伝熱係数の予測は非常に困難である．
熱伝達については，様々な条件下で得られたビッグデータが存在するため，人工知能（AI）技術を熱伝達率予測の代替手法として利用することができる．画像認識や自然言語処理など，多くの研究分野や実際のアプリケーションで AI 技術が予測タスクに利用されている．しかし，単相流や気液二相流に関わらず，ディープニューラルネットワーク（Deep Neural Network; DNN）とも呼ばれる深層学習を多相流に適用し，伝熱係数を予測した研究は例がない．
これまでの研究で，深層学習が比較的高い精度で伝熱係数を予測できることを示した．しかし，その予測精度はさらに向上させることが可能である．また，一般に，深層学習は伝熱係数などの値を予測する際に，予測値の不確実性を出力しないため，大きく異なる予測値を出力してしまうことがある．このような場合，微細流路管の使用は，伝熱効率に悪影響を及ぼす．そのため，管の内径，流路形状，冷媒，
流れ方向に関係なく伝熱係数を予測する方法が求められている．
そこで，ここでは，深層学習とガウス過程回帰を組み合わせ，熱伝達係数だけでなく，その分散に基づく不確かさも予測する．そして，最終的には，予測誤差とその不確かさの期待値を最小化するような予測伝熱係数の出力まで行うことを可能としている．
(1) 準備(a) 深層学習（Deep neural networks (DNN)）
現在，機械学習アルゴリズムはいくつか存在するが，DNN を含むニューラルネットワークは様々な研究分野で注目されている．例えば，DNN は患者の状態や河川ステージから潜在的な病気や危険因子を推定したり，画像解析に利用したりすることができる．しかし，熱伝達係数の予測に DNN を用いた研究は，我々の研究を除いては行われていない．Fig.3.1.4-3 は DNN における各ノードが熱伝達率を学習・予測するプロセスを表しており, Fig.3.1.4-4 は DNN 全体の構造を表している. ここでシンボル𝐿(𝑙) は深層学習の𝑙番目の層を表す.
DNN の入力層は𝐿(0) であり，出力層は𝐿(ℒ) である．つまり，ここでは DNN はℒ + 1 層から構成される.

Fig. 3.1.4-3

Calculation process of a node(𝑙)

シンボル𝑁𝑖 は，層𝐿(𝑙) の𝑖番目のノードを表す．シンボル𝑛(𝑙) は層𝐿(𝑙) におけるノード数を表す. つま
(𝑙)

(𝑙)

(𝑙)

(l)

(l−1)

り，層𝐿(𝑙) はノード𝑁1 , 𝑁2 , … , 𝑁𝑛(𝑙) から成る. シンボルwij はNi
(𝑙)

(j)

とNj の間の重みを表し，シンボル(𝑙)𝑏𝑗 は𝑁𝑗 につながるバイアスを表す.
(𝑙)

層𝐿(𝑙) に含まれるノード集合は，1 つの活性化関数𝐹 (𝑙) を共有している. ノード𝑁𝑖 の入力と出力はそ
121

(l)

れぞれxi

(l)

及び yi と表される．これらの値は以下の式で計算される：

Fig. 3.1.4-4Overall structure of deep neural networks
(l)

(𝑙)

(𝑙)

(3.1.4-1)(l)(𝑙)yi = 𝐹 (𝑙) (𝑥𝑖 ).

(3.1.4-2)𝑙−1

xi = ∑𝑛𝑗=1 𝑦𝑗𝑙−1 𝑤𝑗𝑖 + 𝑏𝑖 ,(ℒ)

以下では簡潔に表現するため，DNN の最終出力をy1 ではなくy (ℒ) と表記する．何故なら，熱伝達率を予測する DNN モデルは，熱伝達率の値を 1 つだけ出力するからである．シンボル𝑡は出力y (ℒ) に対応す
る真の値 (つまり，実験で得られた熱伝達率の実際の値)を表す．またシンボル𝐸は損失関数を表す．損失関数𝐸は入力としてy (ℒ) と𝑡を受け取り，これらの間の誤差を出力する．
(0) (0)(0)
DNN への入力 (x1 , 𝑥2 , … , 𝑥𝑛(0) ) 及び予測値と真値との誤差 (E(y (ℒ) , t))を受け取り，DNN は重みとバ イ アス の値 を更 新する ． 更新 する アル ゴリズ ム とし て， stochastic gradient descent (SGD),
Momentum SGD, Adam 等いくつかの手法があるが，本研究では広く用いられている Adam を利用する．
(b) Gaussian Process Regression
ガウス過程回帰 (GPR; Gaussian process regression) は確率モデルの 1 つであり，金融等さまざまな分野で活用されている，主に教師あり学習のための機械学習手法である．つまり，入力として x を受
け取り y = f(x)を出力するモデルであり，この出力値が真値と類似するよう学習する．GPR の目的は精度の高い関数 f(x)を得ることである．またこれだけでなく，GPR は予測値の確からしさ（確信度）を同時に出力することができる．
以下に例を示す．次の式を考える．
y = x + sin(5 ∗ x)
(3.1.4-3)
この式に基づいて，標準偏差を 0.2 とする正規分布の誤差を与えながらデータを生成したとする．Fig.
3.1.4-5 はこの手順で生成されたデータと，関数の曲線を表している．
GPR は得られたデータを基に，この関数そのものを推測する. Fig. 3.1.4-6 は GPR の出力例である．
図中において，"mean"は予測した関数の平均値を表しており，"Confidence"は 95%信頼区間を示す．こ
の信頼区間が狭ければ予測結果は信頼できるということを表し，逆に信頼区間が広い箇所は予測に自信がなく，予測した値が真値よりも大きく離れている可能性が高いことを表すことになる．
(2) データベースと手法(a) データベース
水平流のデータベースを構築した．Table 3.1.4-2 は 5 つの実験条件の情報やデータ数を含む，デー
タベースの概要を示している．
(b) 物性値
Table 3.1.4-3 に示すように 16 の物性値を入力として，これらの情報と 5 つの実験条件から熱伝達率を予測する．Table 3.1.4-3 は，各物性値に関して，最小値，最大値，平均値も掲載している．本表からわかるとおり，本データベースは幅広い値のデータを含有している．したがって，本データベースは提案手法を評価するものとして適していると考えられる．なお，物性値は REFPROP Ver. 10.0 により生成されたものである．
122

Fig. 3.1.4-5 Example of a true function [y = x + sin(5 ∗ x)] and training data [x + sin(5 ∗ x) + N (0,0.22)]

Fig. 3.1.4-6 GPR output (prediction mean and 95% confidence) and training data.

(c) 手法
Fig. 3.1.4-7 は提案手法のアーキテクチャを表している．提案手法は大きく 2 つのフェーズ（訓練フェーズと予測フェーズ）から構成されている．それぞれのフェーズの概要図を Fig. 3.1.4-8 及び Fig.
3.1.4-9 に表す．訓練フェーズにおいて，提案アーキテクチャは予測関数 f(x)を学習する．ここで，x は5 つの実験条件と 16 の物性値の値である．f(x)は予測した熱伝達率の値とその不確かさを返す関数である．予測フェーズでは，対象となる入力 x∗に対する，熱伝達率の値とその不確かさを学習した f(x)を使って予測する．
訓練フェーズは 2 つのステップから成る．最初のステップでは，訓練データを使って DNN を学習させる ．訓練デ ータは，実験 条件，物 性値及び対応 する熱伝 達率の情報を 含む．訓 練データ 𝑋 ={𝑥1 , 𝑥2 , . . . , 𝑥𝑛 } はまず標準化処理が行われる．なぜなら，各実験条件や物性値が取る値の幅に大きな差があるからである (Tables 3.1.4-2 及び 3.1.4-3 参照)．この差は，機械学習の精度を低下させることが知られている．ここで，xiは𝑖番目のデータサンプルを表している．各xiは 21 の特徴量のデータから構成される．i 番目のデータサンプルの j 番目の特徴量をxij と表す．データの標準化は，以下の式に基づいて行われる：

123

𝑥 −𝑀𝑒𝑎𝑛({𝑥 ,…,𝑥𝑛𝑗 })1𝑗
x′ij ← 𝑖𝑗 𝑆𝑡𝑑({𝑥 ,…,𝑥
1𝑗

𝑛𝑗 })

,

(3.1.4-4)

ここで Mean(·)及び Std(·)はそれぞれ，平均値及び標準偏差を計算する関数である．
Table 3.1.4-2 Experimental conditions (quality, saturation pressure, inside diameter, mass flux,
and heat flux) of data points obtained from existing studies for mini-channels

124

Table 3.1.4-3 Physical properties used for deep learning and their maximum, minimum, and averagevalues125

Fig. 3.1.4-7 Overall architecture

Fig. 3.1.4-8 Training phaseFig. 3.1.4-9 Prediction phase

標準化されたデータセット全体を𝑋̂と表す．つまり，𝑋̂ = {𝑥̂,̂,̂}であり，𝑥̂𝑖 = {𝑥̂
1 𝑥
2 …,𝑥
𝑛
𝑖,1 , 𝑥̂𝑖,2 , … , 𝑥̂𝑖,21 }
である．
訓練フェーズの第二ステップでは，DNN の層𝐿ℒ−1の出力とそれに対応する熱伝達率のデータ y に基づき，GPR を学習させる．層𝐿ℒ−1の出力とは，DNN の最終層の 1 つ手前の層の出力のことである．この出力値は熱伝達率そのものではないが，熱伝達率を導出するために必要な情報が圧縮されている状態である．したがって，この情報を基に GPR を学習させることにより，GPR の精度を向上できることが期待される．
126∗
予測フェーズでは，予測対象のデータX ∗ = {𝑥1∗ , … , 𝑥𝑚}を以下の式に従ってまず標準化する．
∗(𝑥𝑖𝑗−𝑀𝑒𝑎𝑛({𝑥1𝑗 ,…,𝑥𝑛𝑗 }))

∗
𝑥̂
𝑖𝑗 ←

(3.1.4-5)(𝑆𝑡𝑑({𝑥1𝑗 ,…,𝑥𝑛𝑗 }))𝑀𝑒𝑎𝑛({𝑥1𝑗 , … , 𝑥𝑛𝑗 })及び𝑆𝑡𝑑({𝑥1𝑗 , … , 𝑥𝑛𝑗 })の引数は訓練フェーズで用いたデータと同じである．次に，この標準化されたデータを用いて，DNN における𝑦 ℒ−1 の値を取得する．この𝑦 ℒ−1を学習済の GPR に入力し，熱伝達率の予測値とその不確かさの値を取得する．この，訓練フェーズと予測フェーズを𝑞回繰り返す．この𝑞の値は事前に決めておくハイパーパラメータである．
最後に，𝑞回の結果をまとめる．単純には平均値を計算すれば良いが，各回で不確かさの値がことなる
可能性がある．したがって，不確かさの値に基づいて重み付き平均値を計算する手法を提案する．
𝑖番目のサンプルに対応する真値（𝑡𝑖 と表記）と，その j ターン目の予測値（𝑦𝑖𝑗 と表記）との差は正規分布に従うと想定する．このとき，予測値が𝑦𝑖𝑗 となる確率は以下の式で表される．
p(yij ) =1√2𝜋𝑣𝑖𝑗exp (−

21
2𝑣𝑖𝑗(3.1.4-6)(𝑡𝑖 − 𝑦𝑖𝑗 ) )ここで𝑣𝑖𝑗 は j ターン目における i 番目のデータサンプルに対する分散を表す．𝑗 = 1, … , 𝑞 においてそれぞれ𝑦𝑖𝑗 の値が得られる確率は以下の式で表される．
∏qj=1 𝑝(𝑦𝑖𝑗 ) = (∏𝑞𝑗=1

1

1

𝑞

√2𝜋𝑣𝑖𝑗2)exp [− ∑𝑗=1 2𝑣 (𝑡𝑖 − 𝑦𝑖𝑗 ) ](3.1.4-7)

𝑖𝑗

この Equation (3.1.4-7) を最大化する𝑡𝑖 が，予測値として最も確からしい値である．以下の式が満たされるとき，
∑qj=1

1
2𝑣𝑖𝑗

(𝑡𝑖 − 𝑦𝑖𝑗 ) = 0(3.1.4-8)

Equation (3.1.4-7)が最大化される．Equation (3.1.4-7)を最大化するyi を𝑦̂𝑖 と表す．このとき以下の式が成り立つ．
𝑞𝑦1𝑞

𝑦̂𝑖 ← (∑𝑗=1 𝑖𝑗)/ ∑𝑗=1
𝑣𝑖𝑗

𝑣𝑖𝑗

.

(3.1.4-9)

さらに，最終的な分散の値は propagation of the error formula に基づいて計算される．t j の分散がvj である，関数z = f (t1 , t 2 , . . . , t q )を考える．𝑧の分散𝑣(𝑧)は以下の式で表される．
∂z

q

2

v(z) = ∑j=1 (∂t ) 𝑣𝑗 .

(3.1.4-10)

j

したがって，熱伝達率の予測値の分散は以下の式で計算できる．
𝑣̂𝑖 ←

1
1
𝑣𝑖𝑗

∑𝑞
𝑗=1

.

(3.1.4-11)

本システムでは各 20 ノードから構成される 4 層からなる DNN モデルを構築した．
活性化関数は ReLU
(𝑙)

(𝑙)

を用いており，これはF (l) (𝑥𝑖 ) = max (0, 𝑥𝑖 )と表現される．最低化手法は Adam を採用した．Adamのパラメータとして，学習率を 0.001, exponential decay rates β1 及び β2 は 0.9 及び 0.999 に設定
し, ϵ は 𝑒 −7とした．weight decay は 0.0 とした．
損失関数は以下の式に設定した．
1B𝑦̂ −𝑡𝑖 2∑𝑖 ( 𝑖𝑡𝑖) ,(3.1.4-11)

ここで𝐵 は DNN のバッチサイズを表しており，𝑦̂𝑖 と t i はそれぞれ熱伝達率の予測値と真値である．
実験ではエポック数を 200, バッチサイズ (𝐵) を 10，繰り返し回数 (𝑞) を 10 に設定した．GPR の127

カーネル関数には Gaussian kernel と bias kernel を用いた．
Algorithm 3.1.4.1 提案システムの疑似コードを表す．
Algorithm 3.1.4.1 Prediction of heat transfer coefficients of target samples(3) 評価𝑒𝑥𝑝
N 個のデータサンプルがあるとする．αcal及び αiはそれぞれ i 番目のデータサンプルにおける熱i
伝達率の予測値と実験値（真値）を表す．予測値と実験値との差を評価する指標として以下の式で表される SD を用いる．

𝑁

2

exp

𝛼 𝑐𝑎𝑙 −𝛼𝑖1𝑖SD = √ ∑𝑁
𝑖 (

exp

𝛼𝑖

)

(3.1.4-12)

10-交差検証により評価を行った．具体的には，まず 1111 個のデータサンプルを 10 個のセットにランダムに分割する．i 番目のセットを𝑑𝑖 と表す(𝑖 = 1, … ,10)．このうち 9 個のセットを選んで訓練データとして提案手法でモデルを学習し（訓練データには 999 個または 1000 個のデータサンプルが含まれることになる），残り 1 個のセット（これがテストデータであり，111 個または 112 個のデータサンプルが含まれる）に対して評価を行う．このプロセスを，訓練データとテストデータを変化させながら 10 回繰り返した．たとえば，最初のラウンドでは，𝑑2 , … , 𝑑10 を訓練データとし，𝑑1 をテストデータとする．
2 回目のラウンドでは，𝑑1 , 𝑑3 , … , 𝑑10 が訓練データであり，d2がテストデータとなる．
実験値（真値）α𝑒𝑥𝑝 と予測値αcalの関係を Fig. 3.1.4-10 に示す．図には，Enoki et al.3.1.4-23), Saitoh et al.3.1.422), Zhang et al.3.1.4-21)それぞれの結果も比較のために載せている．さらに，Enoki et al. 3.1.4-28)のモデル DNNで予測した予測精度も Fig. 3.1.4-10 に記載している．DNN のパラメータは，Enoki et al. 3.1.4-28)で使用したものと同じ値に設定した．ここで, Enoki et al.と Saitoh et al. によって提案された式は高い一般性を示
128

すが, NH3 のデータに対しては詳細に記述することはできない. そこで，冷媒の Stephan-Abdelsalam 式を適応し，CO2 と同様の核酸沸騰の寄与を推定して予測値を計算した．

Fig. 3.1.4-10 Comparison of predictions and experimental data. (a) Results of Saitoh et al. 3.1.4-22), (b) Zhang
et al.3.1.4-21), (c) Enoki et al.3.1.4-23), (d) Enoki et al.3.1.4-28), and (e) Proposal.

Fig. 3.1.4-10 には，SD のほか，予測値が実験値に対して±20，±30 以内となる割合を示す R20，R30
も記している．Table 3.1.4-4 は SD, R20, R30 の値の詳細な結果である．Table 3.1.4-4 では，最も精度の高い値をイタリック体で，2 番目に精度の高い値を太字で表記している．提案手法の SD 値は，16 データセット中 15 データセットで最小値となっている．このように，提案方式は他の予測方式を凌駕していることがわかる．さらに，DNN と GPR を組み合わせた提案方式が GPR のみの方式を上回ることを確認するため，GPR のみでも同様の実験を行った．最終的に SD は 8.49，R20 は 96.6，R30 は 99.5 とな
り，GPR のみの方法は，提案システムや DNN のみのシステム（Enoki et al.,3.1.4-28)）に劣る結果となった．

129

Table 3.1.4-4: Detailed data comparison
SourceWambsganss
2.92 mm
R113
Tran
2.46 mmR12Kew
2.87–3.69 mm
R141b
Bao
1.95 m
R11
Bao1.95 mm
R123
Kuwahara
0.84 mm
R134a
Saitoh
0.51–3.1 mm
R134a
Yamashita
1.02 mm
CO2
Li
2 mm
R32
Li
2 mm
R1234yf
Enoki
1 mm
R410A
Yokoyama
2 mm
NH3
Wu
2 mm
R32
Longo
4 mm
R1234ze
Sempe´rtegui
1.1 mm
R600a
Sempe´rtegui
1.1 mm
R1234ze(E)
Total

No.

%

SD
R20
R30
SD
59
R20
R30
SD
67
R20
R30
SD
81
R20
R30
SD
80
R20
R30
SD
15
R20
R30
SD
75
R20
R30
SD
62
R20
R30
SD
44
R20
R30
SD
91
R20
R30
SD
287 R20R30SD132 R20
R30
SD
14
R20
R30
SD
15
R20
R30
SD
5
R20
R30
SD
12
R20
R30
SD
1111 R20
R30
72

Zhang
Saitohet al.3.1.4-21) et al.3.1.4-21)
21.1
27.1
55.6
55.6
83.3
75.0
17.0
17.1
71.2
66.1
96.6
98.3
32.7
22.8
35.8
62.7
56.7
82.1
25.1
21.1
32.1
48.1
72.8
91.4
27.6
15.1
25.0
86.3
67.5
96.3
24.3
27.2
53.3
33.3
73.3
80.0
18.8
18.8
73.3
76.0
85.3
89.3
16.0
13.7
74.2
87.1
95.2
96.8
22.8
35.5
59.1
40.9
81.8
52.3
19.3
22.9
65.9
68.1
84.6
78.0
34.9
28.5
22.3
58.2
50.5
70.0
30.9
47.8
31.8
0.0
48.5
8.3
44.6
13.1
0.0
85.7
0.0
100.0
18.3
19.0
80.0
53.3
86.7
100.0
16.8
15.2
80.0
80.0
100.0
100.0
22.4
18.0
50.0
66.7
91.7
100.0
27.8
27.8
42.8
56.2
67.7
72.8

130

Enoki
al.3.1.4-23)
17.7
68.1
94.4
6.2
100.0
100.0
15.6
82.1
98.5
15.8
79.0
100.0
16.7
71.3
100.0
23.4
26.7
93.3
10.9
93.3
100.0
12.3
90.3
96.8
14.6
90.9
93.2
11.9
91.2
100.0
9.3
97.2
99.7
18.9
65.9
87.9
17.2
78.6
85.7
18.7
60.0
100.0
12.9
80.0
100.0
17.4
75.0
100.0
14.0
84.2
97.3

et Enokial.3.1.4-28)
8.6
95.8
100.0
6.0
100.0
100.0
8.0
95.5
100.0
4.7
100.0
100.0
4.0
100.0
100.0
9.6
100.0
100.0
5.8
100.0
100.0
11.3
93.5
100.0
12.8
96.9
95.5
5.6
98.9
100.0
7.8
96.9
100.0
11.8
92.4
99.2
8.5
92.9
100.0
8.1
100.0
100.0
11.9
89.4
100.0
10.1
100.0
100.0
8.3
96.8
99.7

et Proposal
8.4
98.6
98.6
5.9
100.0
100.0
6.7
98.5
100.0
4.7
100.0
100.0
4.0
100.0
100.0
9.2
93.3
100.0
5.1
98.7
100.0
9.9
93.5
100.0
11.3
93.2
97.7
4.8
100.0
100.0
5.5
99.0
100.0
8.3
99.2
100.0
5.8
100.0
100.0
9.7
93.3
100.0
8.8
100.0
100.0
7.0
100.0
100.0
6.8
98.6
99.8

Fig. 3.1.4-11 に提案手法で出力される平均二乗誤差（MSE）と分散の関係を示す．分散は不確かさとして考えることができる．1111 個のサンプルを分散に基づいて分類し，各カテゴリーの MSE を計算した．
分散が大きくなるにつれて MSE は大きくなる．また，各サンプルについて a%信頼度範囲（a は 0 から
1 までの値を取る）を求めることができる．
最後に，分散と MSE の関係を理解するために，追加的な実験を行った．データセット全体から，同一実験により得られたサンプルを削除し，残りのデータセットを学習データとして使用した．その後，削除したサンプルの熱伝達率を予測した．具体的には，まず，Wambsganss et al.3.1.4-1)のデータを除いたデータセットから予測モデルを学習し，Wambsganss et al. 3.1.4-1)のデータの熱伝達率を予測した．次に，Tran
et al.3.1.4-3)のデータを除くデータセットに基づいて予測モデルを学習し，Tran et al. 3.1.4-3)のデータの熱伝達率を予測した．この手順を全てのデータに対して行った．これらのデータの物性値や実験条件は大きく異なるため，熱伝達率の予測タスクは難易度が高い．その結果を Fig. 3.1.4-12 に示す．MSE と分散（不確実性）には強い相関があることがわかる．Yamashita et al.3.1.4-9)，Yokoyama et al. 3.1.4-24)のデータを使わずに学習したモデルは，Yamashita et al. 3.1.4-9)，Yokoyama et al. 3.1.4-24)のデータを予測する際に大きな誤差と不確かさを与えた．
前者のデータは CO2 に関するデータを含む唯一のデータであり, 後者は NH3 に関するデータを含む唯一のデータである. つまり，学習データに予測対象データと大きく異なるデータしか含まれていない場合，予測精度は低下することになる．
Fig. 3.1.4-12 の分散マップは，データ駆動型熱伝達相関を改善するために，より多くのデータが必要な箇所を示している．

Fig. 3.1.4-11 Variance (uncertainty) versus mean squared error

131

Fig. 3.1.4-12: Variance (uncertainty) versus mean-squared error, where all samples were removed in a
training phase for each data set(4) 考察(a) 熱伝達率に対する予測精度
Fig. 3.1.4-13 は，著者らが取得したデータセット（Enoki et al.3.1.4-23)）に関して，熱伝達率とクオリティの関係を示したものである．提案手法の学習精度を，物理実験結果および Enoki et al. 3.1.4-23)が提案する式と比較することで検証した．Enoki et al. 3.1.4-23)が提案した式に基づく予測値と DNN(Enoki et al. 3.1.428))に基づく予測値および我々の提案する手法は，物理実験値と有意に類似していることが分かった．
ミニチャンネルの熱伝達αは，通常のチャンネルと同様の強制対流蒸発αfcと核沸騰αnb だけでなく，ミニチャンネルに特有の液膜伝導蒸発αlf も含まれている．この関係は以下のように定義される（Enoki etal. 3.1.4-23)）
α = αfc + 𝛼𝑛𝑏 + 𝛼𝑙𝑓(3.1.4-13)
まず，G = 400 kgm−2 s −1で提案手法による予測値を調べたところ，マスフラックス（単位面積当たりの質量流量の割合）が大きいことがわかった．また，熱伝達率はクオリティと同様に，熱流束の増加とともに増加する傾向にあった．しかし，熱流束が大きくてもクオリティが低ければ，熱伝達率はクオリ
ティの変化の影響を受けなかった．熱流束が熱伝達率に与える影響は，クオリティが高くなるにつれて小さくなる．我々の提案した方法［および Enoki et al.3.1.4-23)が提案した式］は，これらの特性を再現することができた．
質量流束が小さい場合（G = 30 および 100 kgm−2 s −1），熱伝達は効果的に起こる（Enoki et al.3.1.4-13),
3.1.4-29); Miyata et al.3.1.4-11)）．クオリティが低く，熱流束が小さい場合 (2 kW m−2) は，G = 30 kgm−2 s−1の熱伝達率が他の G の設定の中で最も大きい．この観察に基づいて，液膜伝導蒸発が熱伝達率に影響を与えると結論づけることができる．G = 100 kgm−2 s−1 の条件で熱流束が小さい場合，熱伝達率が低下する．
G = 100 kgm−2 s−1 の条件で熱流束が小さい場合，スラグ流から波状流に流れが変化すると，液膜が薄くなり熱伝達率が低下する．本提案手法では，この液膜伝導蒸発による効果を再現することができた．
つまり，流量，熱流束，クオリティによって複雑に変化する熱伝達率の式を導き出すことは，物理現象の深い理解に基づくものである．しかし，これらの実験条件の影響や程度を見極めるには，かなりの時間を要する．それでも，信頼性の高いデータベースを学習データとして用いることで，DNN と提案手
132

法は，上記の複雑な伝熱メカニズムの実現に有効であることが証明された．

Fig. 3.1.4-13 The relation between the heat transfer coefficients and quality(b) AI の課題と将来展望
本研究では，AI が伝熱係数の予測に有望なアプローチであることを実証した．しかし，主に 2 つのデメリットがある．まず，AI モデルが出力した結果の理由を人間が理解することは困難である．一方，
Enoki et al.3.1.4-23)が提案した予測式は理解することができる．したがって，出力された結果の理由を理解するためには，予測式を考慮する必要がある．次に，入力値が学習データと大きく異なる場合，AI モデ
ルが不合理な値を出力することがある．
前者の場合，AI モデルの挙動を理解するのに役立つ研究がいくつか存在する．これらの研究の知見を組み合わせることは，今後の課題として残っている．後者の場合，GPR を用いた我々の提案手法は，こ133

の欠点を軽減することができる．GPR は，一般的な機械学習アルゴリズムと比較していくつかの利点がある．まず，先に述べたように，GPR は伝熱係数だけでなく，そのばらつきに基 づく不確かさも予測することができる．そのため，提案手法を用いたシステムでは，不確実性に基づいて予測された伝熱係数が正確かどうかを判断することができる．第二に，実験条件ごとの予測値の不確かさを把握できるため，提案手法の精度を高める最適な実験条件を決定することができる．例えば，Fig. 3.1.4-12 において，Yamashit et al.3.1.4-9)や Yokoyama et al.3.1.4-24)のデータセットの実験条件では，その不確かさが大きいため，
提案モデルは相対的に不正確な予測値を出力していることがわかる．このような結論が得られるのは，
データセットが利用可能であり，提案する手法がデータセットの熱伝達係数を予測するからである．しかし，データセットが入手できない場合でも，データセットの実験条件から予測値の精度を判断することは可能である．これは，我々のモデルが，熱伝達率の真の値がなくても，不確実性を出力できるためである．
現在，AI を用いてより一般的で高精度な熱伝達相関を確立できるようなハイブリッド予測手法を考案中である．Fig. 3.1.4-12 は，データベースからある実験データを削除した DNN を開発し，GPR で削除した実験データを予測した場合の信頼性を表している．Fig. 3.1.4-12 から，CO2 と NH3 を削除して構築した DNN は信頼性を失っていることがわかる．これらのデータは一般化された伝熱相関を構築するために必要不可欠なデータである．
CO2 や NH3 を除去した場合の DNN の信頼性の低さを理解するために，相変化熱伝達を研究する上で重要な性質である気液密度比によってソートしたのが Fig. 3.1.4-14 の図である．CO2 と NH3 の気液密度比が非常に高いことが，他のデータセットと比較して重要な役割を担っていることが分かる．このようなデータをデータベース化し，インポートしてさらに解析を進めることで，よりよい計算式を構築することが可能になる．さらに，他の物性値についても同様の処理を行うことで，AI を用いた客観的な指標を得ることができる．

Fig. 3.1.4-14 Vapor-to-liquid density ratio versus mean-squared error, where all samples were removed
for each data set in the training phase134

Fig. 3.1.4-15 Average absolute value of the weights connecting the first and second layers(c) DNN Weight Parameters 解析
第 1 層と第 2 層をつなぐ重みパラメータを分析することで，データのどの特徴が予測に大きな影響を与えるかを見出すことができる．各特徴について，第 1 層と第 2 層をつなぐ重みの絶対値の平均値を算出した．より正確には，以下のような計算を行った．
(l)(𝑙)
si = ∑nj=1 |𝑤𝑖,𝑗 |(3.1.4.14)
Fig. 3.1.4-15 にその結果を示す．Fig. 3.1.4-15 から，クオリティ，内径，熱流束，V-L 密度比，潜熱が予測に重要な上位を占めている可能性があることが分かる．ここで，蒸気熱伝導率も非常に高いが，液体熱伝導率と強い相関があるため，物理的なメカニズムを考慮したさらなる検討が必要である．さらに，
LIME3.1.4-30) や SHAP3.1.4-31) など，DNN の出力結果の理由を人間が理解するためのフレームワークを利用する予定である（3.1.4.2 参照）．
以上，DNN と GPR を用いて微細流路内の熱伝達率を予測する AI システムを提案した．提案システム
は，フロン系冷媒のみならず，天然ガス（CO2，NH3，R600a），低 GWP 冷媒の熱伝達率を高精度に予測することが可能である．また，予測値の不確実性を出力することも可能である．このように，本システ
ムを含む AI 技術は，マルチフェーズフローの研究分野の発展に貢献できる．

135

3.1.4.2 Transfer learning 及び Fine-tuning を用いた相変化熱伝達および摩擦圧力損失の予測
次に，相変化熱伝達および摩擦圧力損失を予測する AI モデルを作成する．機械学習のデータベースを構築した．純冷媒（オレフィン系冷媒，代替フロン，アンモニアなど 12 種類）のみで取得された，様々な管径や流動方向による相変化熱伝達のデータ 4,863 点，摩擦圧力損失データ 1,821 点，合計 6,684
点のデータとなった．
AI 技術を利用して，データから相変化熱伝達や摩擦圧力損失を予測するモデルを作成した．作成したモデルは以下のとおりである．
1. 相変化熱伝達データにより訓練し，相変化熱伝達を予測する深層学習モデル
2. 相変化熱伝達データにより訓練した深層学習モデルを，摩擦圧力損失データによりファインチュ
ーニングし，ガウス過程回帰と組み合わせて訓練した，摩擦圧力損失を予測する深層学習/ガウス過程
回帰の連結モデル
3. 相変化熱伝達データにより訓練した深層学習モデルを，摩擦圧力損失データにより転移学習し，ガウス過程回帰と組み合わせて訓練した，摩擦圧力損失を予測する深層学習/ガウス過程回帰の連結モデル
4. 摩擦圧力損失データにより訓練し，摩擦圧力損失を予測する深層学習モデル
5. 摩擦圧力損失データにより訓練した深層学習モデルを，相変化熱伝達データによりファインチュ
ーニングし，ガウス過程回帰と組み合わせて訓練した，相変化熱伝達を予測する深層学習/ガウス過程
回帰の連結モデル
6. 摩擦圧力損失データにより訓練した深層学習モデルを，相変化熱伝達データにより転移学習し，ガウス過程回帰と組み合わせて訓練した，相変化熱伝達を予測する深層学習/ガウス過程回帰の連結モ
デル
以下に各 AI モデルについて具体的な手法を述べる．
モデル 1 の訓練フェーズを Fig.3.1.4-16 に示す．Saturation pressure，Inside diameter，Mass flux，Heat flux 等の実験設定情報及び Saturation pressure，Critical pressure，critical temperature 等の物性情報を入力とし，相変化熱伝達を予測するよう深層学習（DNN; Deep Neural Network）モデルを訓練する．具体的には，5 層のモデルで，活性化関数は ReLU，最適化アルゴリズムは Adam，損失関数は平均絶対値誤差，エポック数は 200 とした．

Training phase
Physical conditions
Experimental conditions①

DNN

Physical experimental values(ground truth values)①

Fig.3.1.4-16 Training phase of Model 1

訓練済のモデル 1 を使って，訓練に使われていないデータから相変化熱伝達を予測する流れを
Fig.3.1.4-17 に示す．実験設定情報及び物性情報を入力することにより，相変化熱伝達の予測値が出力される．

Prediction phase
Physical conditions
Experimental conditions

①

DNN

②

Predicted value

Fig.3.1.4-17 Prediction phase of Model 1

モデル 2 の訓練フェーズを Fig.3.1.4-18 に示す．モデル 2 では，相変化熱伝達データに対してモデル
1 と同様に深層学習モデルを訓練する（Fig.3.1.4-18①．ここで，database A には相変化熱伝達データが入る）．次に，訓練された深層学習モデルの最終層を初期化する（Fig.3.1.4-18②）．この深層学習モデ
ルに対して（Fig.3.1.4-18③），改めて摩擦圧力損失データを用いて学習する（Fig.3.1.4-18④．ここで，database B には摩擦圧力損失データが入る）．ここで，Fig.3.1.4-18③の深層学習モデルは，最終層以外
136

の層に関しては，相変化熱伝達データにより学習されたままである．したがって，相変化熱伝達データを予測するために必要な情報を抽出する機能が残されている．ただしモデル 2 においては，最終層以外の層についても再学習を行うため，この機能を不変のまま活用するわけではなく，摩擦圧力損失データ用にチューニングする．この手法はファインチューニングと呼ばれる．
摩擦圧力損失の訓練データを十分な数用意することができれば，このようなファインチューニングを行うメリットは少ない．しかし，十分な数を用意できない場合，類似のデータに基づいて事前に訓練を行っておき，そこで学習されたモデルをファインチューニングすることで，少ないデータでも高い精度を実現することが期待される．
本研究ではさらに，ファインチューニングされた深層学習モデルを用いて（Fig.3.1.4-18⑥,⑦．ここで database B には摩擦圧力損失データが入る），ガウス過程回帰（GPR: Gaussian Process Regression）と呼ばれる AI 技術を訓練する（Fig.3.1.4-18⑧）．深層学習モデルとガウス過程回帰を組み合わせて用いることにより，より高い精度での予測の実現が可能であることを我々は示している．さらに，ガウス
過程回帰を用いることにより，予測値だけでなく，その予測がどれだけ確実であるかもあわせて出力することができる．実際に本モデルを利用する場合に，確実さが高い場合だけ本モデルを利用するといった活用が可能となる．
③
DNN
Training phase for DNN with database A
Physical conditions
Experimental conditions

Training phase for DNN with database B

①

②
DNN

Physical experimental values(ground truth values)

Initialize thelast layer①

Physical conditions
Experimental conditions④

Physical experimental values(ground truth values)

DNN

④

⑤
Training phase for GPR with database B⑥
Physical conditions
DNN
Experimental conditions⑦⑧

Extracted important information

GPR⑧

Physical experimental values(ground truth values)

Fig.3.1.4-18 Training phase of Model 2

続いてモデル 2 の予測フェーズを Fig.3.1.4-19 に示す．実験設定情報及び物性情報を入力することにより，摩擦圧力損失の予測値とその不確実さの値が出力される．ここで，data B には摩擦圧力損失を予測したい，実験条件や物性の情報が入る．
Prediction phase for data B
Physical conditions
Experimental conditions

①

DNN
②
④

③
Extracted important information

GPR

Predicted value and its uncertainty

Fig.3.1.4-19 Prediction phase of Model 2

Model 3 のプロセスは Model 2（Fig.3.1.4-18 および Fig.3.1.4-19）とほぼ同一である．異なる点は，Fig.3.1.4-18 において，ステップ④で深層学習モデルを再学習させる際に，最終層以外を固定する点である．つまり，最終層以外はステップ①で得られた深層学習モデルを最後までそのまま利用する．これ

137

はファインチューニングとは異なり，転移学習と呼ばれる．初期の学習に利用するデータセットと，再学習に利用するデータセットの性質がほぼ同一である場合は，転移学習のほうが精度が高くなることが期待される．
Model 4～Model 6 は，Model 1～Model 3 において利用するデータセットを入れ替えたものである．
つまり，database A には摩擦圧力損失データ，database B には相変化熱伝達データが入り，data B には相変化熱伝達データを予測したい実験条件や物性の情報が入る．
提案したモデルによる予測の精度評価として，訓練データとテストデータを分けるため，10-交差検証を行った．ファインチューニングや転移学習により生成されたモデルについては，たとえばモデル 2 を例に評価方法を記す．まず相変化熱伝達データを全量使って深層学習モデルの訓練を行う．次に，摩擦
圧力損失データの 9/10 の量を使ってファインチューニングを行う．得られたモデルを利用してガウス
過程回帰のモデルを学習する．摩擦圧力損失データの残り 1/10 を対象にして予測して評価を行う．この手順を 10 回繰り返す．
評価指標は MSE 値，SD 値，R20 値及び R30 とした．テストデータの数を𝑛とする．ある実験条件及び物性のデータ𝑖において，実験で得られた値を𝑣𝑒 (𝑖)，AI モデルにより予測した値を𝑣𝑝 (𝑖)とすると，MSE
値は以下の式で計算される：
2

1(3.1.4-15)

𝑀𝑆𝐸 = (𝑣𝑒 (𝑖) − 𝑣𝑝 (𝑖)) .
𝑛
SD 値は以下の式で計算される：
1

𝑣𝑒 (𝑖)−𝑣𝑝 (𝑖) 2𝑛𝑣𝑒 (𝑖)

𝑆𝐷 = √ ∑𝑛𝑖 ((3.1.4-16)) .

0 以上の値を引数としてとると 1 を出力し，0 未満の値を引数として受け取ると 0 を出力する関数 rを考える．R20 値は以下の式で計算される：
1

𝑅20 = 𝑛 ∑𝑛𝑖 𝑟 (0.2 −|𝑣𝑒 (𝑖)−𝑣𝑝 (𝑖)|𝑣𝑒 (𝑖)).

(3.1.4-17)

同様に，R30 値は以下の式で計算される：
1|𝑣𝑒 (𝑖)−𝑣𝑝 (𝑖)|𝑛𝑣𝑒 (𝑖)

𝑅30 = ∑𝑛𝑖 𝑟 (0.3 −).

(3.1.4-18)

R20 値及び R30 値は，相対誤差がそれぞれ真値の 20%以内，30%以内であるデータ数の割合である．
相変化熱伝達データに対して予測を行った結果を Table.3.1.4-5 に，摩擦圧力損失データに対して予測を行った結果を Table.3.1.4-6 に示す．
Table.3.1.4-5 Results of heat transfer coefficientMSE (smaller is better)
SD (smaller is better)
R20 (larger is better)
R30 (larger is better)

Deep neural network(Model 1)
4.16
0.05620.861
0.932

MSE (smaller is better)
SD (smaller is better)
R20 (larger is better)
R30 (larger is better)

Deep neural network(Model4 )
7.50
1.18
0.740
0.834

Fine-tuning(Model 5)3.70
0.05050.897
0.942

Transfer learning(Model 6)
12.1
0.227
0.690
0.792

2.10
1.07
0.791
0.860

Transfer learning(Model 3)
78.6
370
0.337
0.433

Table.3.1.4-6 Results of pressure drop

138

Fine-tuning(Model 2)

いずれの結果においても，深層学習をファインチューニングし，ガウス過程回帰を組合わせた結果（Fine-tuning (Model 5)及び Fine-tuning (Model 2)）が，全ての指標において最も高い精度を示した．
これは，相変化熱伝達データ及び摩擦圧力損失データいずれにおいても，深層学習の精度を最大限高めるほどのデータ量が集まらなかったものと考察される．異なるデータによる事前学習を行ったモデルをファインチューニングすることにより，より多くの関連したデータに基づいて学習を行うことができた
ため，ファインチューニングモデルが最も精度が高くなったと考えられる．
摩擦圧力損失データで事前学習して相変化熱伝達データでファインチューニングしたモデルは（Model 5），深層学習モデル（Model 1）よりも MSE が 11%削減されている．一方，相変化熱伝達データで事前学習して摩擦圧力損失データでファインチューニングしたモデルは（Model 2），深層学習モ
デル（Model 4）よりも MSE が 72%と大幅に削減されている．もともと摩擦圧力損失データのデータ
数が大幅に少なかったために，摩擦圧力損失データを予測する際に相変化熱伝達データで事前学習した効果が大きく表れた結果であると考えられる．
また，結果が分かるように，転移学習を行うと逆に精度が低下した．これは，相変化熱伝達データを予測するために必要な特徴情報と，摩擦圧力損失データを予測するために必要な特徴情報とが，あまり完全には一致しなかったためと考えられる．
次 に ， 各 特 徴 量 が 予 測 値 に ど の よ う な 影 響 を 与 え る の か の 確 認 を 行 っ た ． Shapley Additive
exPlanations (SHAP)値を確認することにより，各特徴量が予測値に与える影響を知ることができる．
しかし本研究のように複雑なモデルには直接には対応していないため，ガウス過程回帰を除く深層学習
モデル（単純な深層学習モデル，ファインチューニングモデル及び，転移学習モデル）に対して SHAP
値の確認を行った．相変化熱伝達データに対する深層学習モデルの SHAP 値を Fig.3.1.4-20 に示す．

Fig.3.1.4-20 SHAP values of DNN of heat transfer coefficient (Model 1)

図の左側に並んで記載されているのが実験条件や物性の特徴量であり，予測結果への影響の大きさの順番に上から並んでいる．たとえば Quality に関しては，右側にいくほど，赤い点が多くプロットされている．これは，Quality の値が大きいほど，予測値が大きくなる傾向にあることを示している．一方，Surface tension に関しては，右側にいくほど，青い点が多くプロットされている．これは，Surface
tension の値が大きいほど，予測値が小さくなる傾向にあることを示している．
Fig.3.1.4-21～Fig.3.1.4-25 は他のモデルに関する SHAP 値の分析結果を表している．

139

Fig.3.1.4-21 SHAP values of fine-tuning model of heat transfer coefficient (Model 5)

Fig.3.1.4-22 SHAP values of transfer learning model of heat transfer coefficient (Model 6)

Fig.3.1.4-23 SHAP values of DNN of pressure drop (Model 4)140

Fig.3.1.4-24 SHAP values of fine-tuning model of pressure drop (Model 2)

Fig.3.1.4-25 SHAP values of transfer learning mode of pressure drop (Model 3)

これらの図からわかるとおり，深層学習モデルの構築手法によってどの特徴量がどのようにモデルに影響を与えるかという点について差異が生じている．しかし最も高い精度を実現しているモデルが転移学習モデル（Model 2 及び Model 5）であるため，これらの結果をより重視すべきである．相変化熱伝
達データに対する Model 5 を確認すると，Mass velocity が与える影響が最も大きく，Mass velocity の値が大きいほど，相変化熱伝達の値が大きくなる傾向になることが分かる．また圧力損失データに対す
る Model 2 を確認しても，全く同様の傾向があることが読み取れる．深層学習を使うことでその判断基
準がブラックボックスとなってしまうという課題が，このような SHAP 値に基づく可視化技術を利用することで緩和されることがわかる．

参考文献
1)
2)
3)
4)

Lazarek, G.M., Black, S.H., Evaporative heat transfer, pressure drop and critical heat flux in a small verticaltube with R-113, Int. J. Heat and Mass Transfer, 1982, 25(7), pp. 945-960.
Wambsganss, M.W., France, D.M., Jendrzejczyk, J.A., Tran, T.N., Boiling heat transfer in a horizontal
smalldiameter tube, Trans. ASME J. Heat Transfer, 1993, 115, pp. 963-972.
Tran, T.N., Wambsganss, M.W., France, D.M., Small circular- and rectangular-channel boiling with two
refrigerants, Int. J. Multiphase Flow, 1996, 22(3), pp. 485-498.
Kew, P.A., Cornwell, K., Correlations for the prediction of boiling heat transfer in small-diameter channels,
Applied Thermal Engineering, 1997, 17, pp. 705-715.

141

5)
6)
7)
8)
9)
10)

11)
12)
13)

14)
15)
16)
17)
18)

Bao, Z.Y., Fletcher, D.F., Haynes, B.S., Flow boiling heat transfer of Freon R11 and HCFC123 in narrow passages,
Int. J. Heat and Mass Transfer, 2000, 43, pp. 3347-3358.
Kuwahara, K., Koyama, S., Hashimoto, Y., Characteristics of evaporation heat transfer and flow pattern of purerefrigerant HFC134a in horizontal capillary tube, JSME Int. J., 2000, 43(4), pp. 640-646.
Sumith, B., Kaminaga, F., Matsumura, K., Saturated flow boiling of water in a vertical small diameter tube,
Experimental Thermal and Fluid Science, 2003, 27(7), pp. 789-801.
Saitoh, S., Daiguji, H., Hihara, E., Effect of tube diameter on boiling heat transfer of R-134a in horizontal smalldiameter tubes, Int. J. Heat and Mass Transfer, 2005, 48, pp. 4973-4984.
Yamashita, H., Ueda, Y., Ishihara, I., Matsumoto, R., Forced convection boiling heat transfer of carbon dioxidein microchannel, Proc. JSME, 2005, No. 054–1: 12–, 7–8. (in Japanese)
Miyata, K., Mori, H., Ohishi, K., Hamamoto, Y., Boiling Heat Transfer and Pressure Drop of a Refrigerant
Flowing Vertically Upward in a Small Diameter Tube, Trans. of the JSRAE, 2007, 24(4), pp. 359-369. (inJapanese)
Miyata, K., Mori, H., Ohishi, K., Hamamoto, Y., Boiling Heat Transfer of a Refrigerant Flowing Vertically
Downward in a Mini-channel, Trans. of the JSRAE, 2009, 26(3), pp. 347-357. (in Japanese)
Li, M., Dang, C., Hihara, E., Flow boiling heat transfer of HFO1234yf and R32 refregerant mixtures in a smoothhorizontal tube: Part1. Experimental investigation, Int. J. Heat and Mass Transfer, 2012, 55, pp. 3437-3446.
Enoki, K., Mori, H., Miyata, K., Kariya, K., Hamamoto, Y., Boiling Heat Transfer and Pressure Drop of a
Refrigerant Flowing in Small Horizontal Tubes, Proc. of the 3rd Int. Forum on Heat Transfer, Nagasaki, Japan(2012), IFHT2012-193.
Chen (1966), Correlation for boiling heat transfer to saturated fluids in convective flow, Ind. Engng. Chem. Proc.
Des. Dev. 5, 322–329
Lazarek and Black (1982), Evaporative heat transfer, pressure drop and critical heat flux in a small verticaltube with R-113. Int. J. Heat Mass Transfer 25, 945–960
Jung at al. (1989), A study of flow boiling heat transfer with refrigerant mixtures. Int. J. Heat Mass Transfer
32, 1751–1764
Liu and Winterton (1991), A general correlation for saturated and subcooled flow boiling in tubes and annuli,
based on a nucleate pool boiling equation. Int. J. Heat Mass Transfer 34, 2759–2766
森ら(1999), 冷媒の水平平滑蒸発管内熱伝達係数の予測式の修正, Trans. JSRAE 16, 177–187, in Japanese19) Sumith et al. (2003), Saturated flow boiling water in a vertical small diameter tube. Experimental Thermal
Fluid Science 27, 789–80120) Kandlikar and Balasubramaian (2004), An extension of the flow boiling correlation to transition, laminar, anddeep laminar flows in minichannels and microchannels. Heat Transfer Engineering 25, 86–93
21) Zhang et al. (2004), Correlation for flow boiling heat transfer in mini-channels. Int. J. Heat Mass Transfer 47,
5749–5763
22) Saitoh et al. (2007), Correlation for boiling heat transfer of R-134a in horizontal tubes including effect of tube
diameter. Int. J. Heat Mass Transfer 50, 5215–5225
23) 榎木ら(2015), 微細流路内沸騰熱伝達の整理式の修正, Trans. JSRAE 32, 275–284, in Japanese24) Yokoyama, S., Saito, K., and Kato, M., The Characteristics of Evaporation Heat Transfer in Flowing a Circular
Mini-Channel, Proc. of 47th Air Conditioning and Refrigeration Union Lecture, JSRACE, Tokyo, Japan, p. 21,2013.
25) Wu, X., Zhu, Y., and Huang, X., Influence of 0± Helix Angle Micro Fins on Flow and Heat Transfer of R32
Evaporating in a Horizontal Mini Multichannel Flat Tube, Exp. Thermal Fluid Sci., vol. 68, pp. 669–680, 2015.
26) Longo, G.A., Mancin, S., Righetti, G., and Zilio, C., Saturated Flow Boiling of HFC134a and Its Low GWP
Substitute HFO1234ze(E) inside a 4 mm Horizontal Smooth Tube, Int. J. Refrig., vol. 64, pp. 32–39, 2016.
27) Semp´ertegui-Tapia, D.F. and Ribatski, G., Flow Boiling Heat Transfer of R134a and Low GWP Refrigerants in
a Horizontal Micro-Scale Channel, Int. J. Heat Mass Transf., vol. 108, pp. 2417–2432, 2017.
28) Enoki, K., Sei, Y., Okawa, T., Saito, K., Prediction for Flow Boiling Heat Transfer in Small Diameter Tube Using
Deep Learning, Japanese Journal of Multiphase Flow, 31(4), pp.412-421, 2017.
29) Enoki, K., Miyata, K., Mori, H., Kariya, K., and Hamamoto, Y., Boiling Heat Transfer and Pressure Drop of a
Refrigerant Flowing Vertically Upward in Small Rectangular and Triangular Tubes, Heat Transf. Eng., vol. 34,
nos. 11-12, pp. 966–975, 2013.
30) Ribeiro, M. T., Singh, S., and Guestrin, C. Why should I trust you?-Explaining the predictions of any classifier.
In KDD, 2016.
31) Lundberg, S. M., & Lee, S. I. A unified approach to interpreting model predictions. Advances in neural
information processing systems, 30, 2017142

3.1.5 ボイド率評価
冷媒使用による地球温暖化防止のために低 GWP 冷媒が導入される場合には，低 GWP 冷媒の可燃性，毒性などが極めて重要となる．このため，できる限り冷媒充填量を低減可能な機器設計方法や機器性能を最適化する冷媒の充填量の予測法を確立する必要がある．しかし，実用機レベルでの冷媒充填量予測は，様々な文献と日本冷凍空調工業会の冷媒評価 WG を通じて非常に困難な問題であることが明らかになっている．そこで，冷媒滞留分布を可視化できる装置によって現象自体を明確化し，システムの数理モデルに反映し，その予測精度の向上を図る．冷媒充填量評価のための数理モデルには，システム内部の冷媒滞留計算のために低 GWP 冷媒の特性が反映された高精度のボイド率相関式が要求されている．
そこで，ボイド率測定に関する次のような研究を展開することとした．
1) 静電容量法による冷媒用ボイド率測定センサーの開発及び測定方法の確立
2) 冷媒充電量評価装置構築による多様な管径及び冷媒に対するボイド率測定
3) 低 GWP 冷媒の特性が反映された高精度なボイド率相関式の構築
4) 数値モデルによる冷媒充填量予測及びボイド率相関式の評価
3.1.5.1 静電容量法による冷媒用ボイド率測定センサーの開発及び測定方法の確立
静電容量法によるボイド率測定法は二相流中の気液の比誘電率の違いを利用した測定方法で，非接触式，リアルタイム測定が可能で，単純な構成のため小型軽量化できる 1–5)．一方で，流体の種類や流動様式の違いにより同じボイド率でも静電容量値が異なるため，ボイド率(𝛼 )と測定される静電容量(𝐶 )との関係(𝐶 − 𝛼関係)も流動様式に依存する．したがって静電容量法を利用してボイド率を精密測定するためには，多様な二相流の流動様式による 𝐶 − 𝛼 関係に対する補正式が求められる．
ここでは，すでに極低温燃料用に開発してきた非対称電極を持つ静電容量センサーをマクロ及びマイ
クロサイズの管内の冷媒にも対応可能な高精度ボイド率測定手法を開発した．
(1) 非対称電極を持つ静電容量センサー
現在までに多くの研究者により様々な極板形式が提案されているが，その多くが円管の流路外部に円弧型の極板を一対取り付ける方式である（Fig.3.1.5-1(a)）.しかし，この円弧型の極板形式では，水平層状流による実験において最大 30% 以上の計測誤差があることが報告されている．その誤差の原因は，Fig.3.1.5-1(a)に示すように，外部ノイズ低減用に設置した金属シールドの影響による電場のゆがみである．すなわち，高電位極板から放出された電気力線（図中矢印）の一部がシールドへと向かうため，高電位極板から低電位極板へと向かう電気力線が通過する領域が円管内全体に及ばず，配管内を過不足なく捉えることができなくなるためである.

(a)(b)
Fig.3.1.5-1Electric field lines according to the shape of the electrode(a) the symmetrical arc shape of the electrode, (b) the asymmetrical parallel shape of the electrode

シールドの影響による電場の歪みを低減した形式がすでに分担者らが開発した非対称型センサー（Fig.3.1.5-1(b)）で，極板を平行に設置し，高電位極板を大きく，さらに上下端を折り曲げた形状に変更
している 3).この変更によって図のように極板間の電場のゆがみを低減し，配管内を過不足なく捉えることで，計測誤差を 6.5%まで低減している.
(2) ボイド率計の設計
本ボイド率計の設計に際し，有限要素法解析ソフト Elmer を用いた電場解析（EFA, Electric Field
Analysis）を行った．極板形状を変化させたボイド率計 3D モデルに対して，様々な流動様式を仮定し，
143

それぞれの流動様式について Elmer で静電容量を計算し，静電容量とボイド率の関係をプロットし，誤差評価を行う．また，実験計画法を用いて，測定精度を評価関数とした極板寸法形状最適化を行った．
具体的には，極板寸法形状（Fig.3.1.5-2）に記載した高電位極板高さ HPH，高電位極板側壁長さ HPS，
低電位極板高さ LPH，極板間隔 PD を４因子としてそれぞれ３水準に変化させて解析を行い，特性値であるボイド率測定誤差が最小となるように，極板形状を決定した．このとき誤差を最小化するだけでな
く，配管内を過不足なく捉えているか（電気力線が配管内の全域を通過しているか）にも注意した．

Fig.3.1.5-2

Design parameters of capacitance-based void fraction sensor

次に配管材料について，検討を行った．静電容量式ボイド率計の計測原理より誘電体の配管を使用する必要があり，冷媒配管として多く用いられる銅管をはじめとした金属管は使用できない．これまで開発したシリコンオイルや液体水素用のボイド率計では，配管部はアクリル樹脂を材料として 3D プリン
トにより製作している.しかし，本研究では，冷媒流のボイド率測定を想定しているため，冷媒と配管材
料の間の材料適合性を考慮する必要がある．ゴムやプラスチックなどの高分子材料は，内部構造として網状につながっており，冷媒など溶剤につけた際に，網の中に溶剤を抱き込んで膨れ上がる.このような膨潤により，材料の強度が著しく低下する.また，材料と溶剤の組み合わせにより膨潤を起こす組み合わ
せと起こさない組み合わせがある.したがって，冷媒への適用においては，膨潤を起こさない組み合わせを選択することが必要となる.
Table.3.1.5-1 で，新冷媒と配管材料となる高分子材料の間の材料適合性の一例として，AGC 社による
材料適合性試験の結果を掲載する.この試験では，対象となるプラスチック材料を各種冷媒に 50 °C で 5日間浸漬した後の重量変化率，体積変化率を比較している．
Table.3.1.5-1

Effects of refrigerants on polymer materials6)

Materials

R410A

R407C

R404A

R507A

R32

R125

R134a

R143a

R22

Polyvinyl chloride

2/2

1/1

0/0

0/0

5/5

0/-2

0/0

-3/-4

12/13

Polyethylene

1/1

1/1

1/1

1/1

1/1

1/1

1/0

1/-4

3/2

Polypropylene

2/2

2/2

3/2

2/2

0/0

1/-1

2/1

3/-1

6/4

Polystyrene

6/4

3/2

1/1

0/0

10/8

1/-1

1/1

1/-2

meltdown

Acrylic resin

34/29

39/33

0/0

0/0

34/35

6/5

34/28

0/-1

meltdown

Polycarbonate

6/4

3/2

0/0

0/0

11/14

0/0

0/0

0/1

meltdown

Phenolic resin

-1/-1

-1/-1

-1/-1

-1/-1

0/0

0/0

-1/-1

0/2

0/0

Epoxy resin

0/-1

0/-1

0/-1

0/-1

0/0

0/0

2/3

0/1

-2/-2

Polyphenylene oxide

6/4

3/2

0/0

0/1

10/8

0/0

0/-1

1/1

12/8

ABS resin

9/13

7/5

0/0

0/0

19/16

0/0

1/1

0/-1

meltdown

この表からも多くの冷媒とアクリル樹脂の間に適合性がないことがわかる.また，静電容量式ボイド率計の計測原理から金属を使用できないことを考えると，汎用以外のプラスチックなどその他の材料から選定する必要があるといえる.そこで冷媒を想定したボイド率計では，スーパーエンプラの一種であり，先端産業でも使用されている PEEK 樹脂を使用することにした．PEEK 樹脂は，1978 年イギリスの ICI社が開発し，「VictrexPEEK」として商標登録されており，機械的強度，耐薬品性などに優れている．さ144

らに，今回使用する R32 およびその他の冷媒についても良好な適合性を有していることが知られている．また PEEK 樹脂の比誘電率は 3.3 程度であり，アクリル樹脂の比誘電率 3.0 と近い値であることから，電磁気的な観点からも従来のボイド率計と同様の原理で測定が可能である．
(3) プロトタイプ静電容量式ボイド率計の検証
上述の設計に基づき，マクロ管(内径 7.1 mm)サイズのプロトタイプボイド率計（Fig.3.1.5-3(a)）を製作
し，Novec7300 を用いた静止層状流実験により，精度検証を行った．層状流実験では，真のボイド率（(配管体積－注いだ液体体積)/(配管体積)）と比較することでボイド率計の測定精度検証および電場解析の妥
当性を確認する．Fig.3.1.5-3(b)に層状流実験結果を示す．実際の測定結果は電場解析から予想された値と差を見せているが，これは平準化によって解決できる（Fig.3.1.5-3(c)）．次に，静電容量(𝐶)－ボイド率(𝛼 )の換算式(𝐶 − 𝛼関係)として，線形式ではなく流動様式ごとに電場解析を用いて作成した補正式を使用することでさらに精度向上を図る．Fig.3.1.5-3(d)に R22 の異なる流動様式を考慮した電場解析から導出された𝐶 − 𝛼関係を線形式とともに示した．補正式は線形式と比べて最大 10%の差異があることが確認でき，適切な流動様式の考慮がボイド率計測精度向上に欠かせないことがわかる．

(a)

(b)

（c)
（d）
Fig.3.1.5-3 Proto-type of capacitance-based sensor and its validation result(a) prototype of capacitance-based sensor (b) validation result, Novec 7300 (c) normalized validation result, Novec
7300 (d) 𝐶 − 𝛼 relation from EFA for different flow pattern consideration for R22

製作の対象となる冷媒充填量評価装置にも静電容量による測定方法が妥当であるかを検証するために，R22 冷媒を対象にボイド率を測定した．実験条件は蒸発・凝縮温度 20 ℃，流量 0.00487 kg/s，管内
径 7.1 mm としている．そして，本実験での結果を従来提案されている相関式とこの条件下での値を基にして比較する．相関式として，Smith，Zivi，Fang はスリップ比モデルを採用しており，Chisholm は
Kah モデル，そして Steiner は，ドリフトフラックスモデルを採用している．比較検討を行った結果を
Fig.3.1.5-4 に示す． 実験による予測式はこの条件下での値を基にしている．
Fig.3.1.5-4(a)に既存の相関式との比較結果を示した．青のプロットが本実験の測定データで，赤のプ
ロットは Hashizume の実験データを表す．今回の実験は，ドリフトフラックスモデルである Steiner の相関式とよく合っていることがわかった．また，実測値としての Hashizume の実験結果と類似なトレンド
145を示していることがわかる．また，実験結果と Steiner の相関式とを比較した．ただし，Fig.3.1.5-4(b)は実験での流動様式がスラグ類と仮定した結果，Fig.3.1.5-4(c)は層状流と仮定した結果である．用いる補正式によって既存の相関式との誤差が異なるため，ボイド率を導出する際にどのように流動様式を考慮すべきかが問題である．そこで，以下のような検討を進めている．
1.0
0.9
0.8

Void fraction

0.7
0.6
0.5
0.4
Homogeneous
Smith (e=0.4)
Zivi
Fang
Chisholm
Steiner_drift
Hashizume Exp.
This Exp.

0.3
0.2
0.1
0.0

0.0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0

QualityFig.3.1.5-4

(a)
(b)
(c)
Void rate (R22) measurement result comparison (a)Comparison of void rate (R22) (b)Comparison with
Smith type(slug flow) (c)Comparison with Smith type (stratified flow)(4) マクロ管の流動様式の変化を考慮した静電容量法によるボイド率センサーの高精度化
前述の電場解析の結果及びプロトタイプセンサーを用いた実験結果により，ボイド率(𝛼)と測定される
静電容量(𝐶)との関係(𝐶 − 𝛼関係)は線形的ではなく，流動様式に依存することがわかった．流動様式は，気液の種類，温度，流量などによって異なるため，静電容量法を利用してボイド率を精密測定するためには，多様な二相流の流動様式による 𝐶 − 𝛼 関係を取得することが必要である．
そこで，流動様式に対する感度が低く設計された非対称電極を持つ静電容量センサーを用いて，R32
冷媒を対象に静電容量法の補正手段を検討する．本研究では，静電容量法の測定及びその補正手段が妥
当性を締切法（Quick closing valve method，QCV method）を用いた測定結果と比較することで検証する．
流動様式は高速度カメラを用いて可視化された．高速度カメラには 50mm f/2.8 マクロレンズ（Nikon）
が装着し，露出時間 5000fps と 139μs の条件で 2 秒間の流動を撮影した．1016×1016 ピクセルの 100 万
画素のセンサー条件で作動する．また，流動様式による𝐶 − 𝛼関係式は，前述の電場解析によって導出された．実験は，管内径 7.1 mm を用い，飽和温度 10 ℃，3 種類の流量（100，250，400 kg/m²s）条件で行われた．Fig.3.1.5-5 に，本研究の静電容量法の補正手段とボイド率測定過程を示す．
Experiment Measurement

FEM Calibration Curve
Single phase validation

Single phase measurement

Void fraction from QCV; various T, G, X&

Capacitance measurement with QCVObserve flow pattern by
high-speed camera

Flow geometry assumption for
representative flow pattern
Select calibration strategy
Carry out C-α curve forflow geometry from FEM

Gradually change inslug flow regime

End of slug to annular flow
gradually change

End of slug to stratified flow
gradually change

Determine void fraction from capacitance&
Validation with QCV void fraction

Fig.3.1.5-5

Measurement and calibration step for capacitance method 7)

Fig.3.1.5-6 に高速度カメラを用いた流動様式の代表例を示す．入口乾き度の増加に伴い，流動様式が変化する様子が確認される．
146

= 0.100, T: 25oC,: 250 g/m2s

lug Flo= 0.400, T: 25oC,: 250 g/m2s

Intermittent Flo= 0.700, T: 25oC,: 250 g/m2s

nnular Flo= 0.200, T: 25oC,: 250 g/m2s

lug-Intermittent Flo= 0.500, T: 25oC,: 250 g/m2s

nnular Flo= 0.800, T: 25oC,: 250 g/m2s

nnular Flo= 0.300, T: 25oC,: 250 g/m2s

Intermittent Flo= 0.600, T: 25oC,: 250 g/m2s

nnular Flo= 0.900, T: 25oC,: 250 g/m2s

nnular Flo

Fig.3.1.5-6

The flow pattern change along with the vapor inlet quality change(R32, T=25 ℃,G=250 kg/m²s)

特に，スラグ流領域ではボイド率が非定常的に変化するために，静電容量センサーを用いて，スラグ
流の持つ時間変動特性を捉える必要がある．Fig.3.1.5-7 にスラグ流領域の流動様式変化による静電容量センサーの時間変動特性を示す．

Fig.3.1.5-7

The characteristics of capacitance distribution of the low quality region(R32，T=25 ℃，G=100 𝑘𝑔/𝑚2 𝑠) 7)

図は，測定された静電容量値の度数分布を示し，分布のピークが一つの場合は安定した流動をピークが二つ以上の場合は不安定な流動であることを意味する．乾き度が上昇するに連れ，流動様式が漸進的に安定していることが確認できる．
本研究で使用された非対称電極を持つ静電容量センサーは流動様式への依存性が相対的に低いため，流動様式の小さな変化による測定値への影響は小さい．これを基に，本研究では，二相流を気泡流，層状流，及び環状流の３つに分類し，電場解析に用いる代表流動様式とした．これらの流動様式について
Fig. 3.1.5-8 のように 𝐶 − 𝛼 関係を導き出した．また，比較のため流動様式を考慮しない線形𝐶 − 𝛼関係
もあわせて示した．

Fig.3.1.5-8

The 𝐶 − 𝛼 realtion curve for each representive flow pattern from EFA analysis 7)

上記の流動様式の分析結果と電場解析から導出された 𝐶 − 𝛼 関係を結合し，次の Equation (3.1.5-1)，(3.1.5-2)のようにスラグ流や間欠流の静電容量法に対応する補正式を導出することができる．
147

𝛼𝑠𝑙𝑢𝑔 =𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑓𝑝
𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑠𝑝
𝛼𝑠𝑡𝑟𝑓 +𝛼𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑡𝑜𝑡
𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑡𝑜𝑡 𝑏𝑏𝑙(3.1.5-1)

ここで，𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑓𝑝 と𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑠𝑝 はそれぞれ 1 番目のピークと 2 番目のピークに該当する信号の個数である．そして，𝐶𝑜𝑢𝑛𝑡𝑡𝑜𝑡 は全信号の個数である．

𝛼𝑖𝑛𝑡𝑚 =(𝑥 − 𝑥𝐼𝑆 )(𝑥𝐼𝐴 − 𝑥)𝛼+𝛼(𝑥𝐸𝐴 − 𝑥𝐼𝑆 ) 𝑎𝑛𝑛 (𝑥𝐸𝐴 − 𝑥𝐼𝑆 ) 𝑠𝑡𝑟𝑓

(3.1.5-2)

ここで，𝑥𝐼𝑆 は 間欠流とスラグ流が遷移させる流動様式船図上のㅏ乾き度である．そして，𝑥𝐸𝐴 は環状流が終わる乾き度である．
Fig.3.1.5-9 に，本研究で開発された補正手法が適用された静電容量法のボイド率測定結果，締切法により同時測定されたボイド率測定結果，補正手法が適用されなかった（線形式を用いた）静電容量法のボイド率測定結果の 3 つを示す．

(a)
(b)
(c)
Comparison between the QCV method-derived void fraction results and those obtained via thecapacitance method with proposed and linear calibration;(a) R32, T = 25 °C, G = 100 kg/m²s (b) R32, T = 25 °C, G = 250 kg/m²s (c) R32, T = 25 °C, G = 400 kg/m²s 7)
Fig.3.1.5-9

ボイド率測定に対する開発された補正手法が適用された静電容量法と締切法の測定値の違いは，流動様式ごとに Table.3.1.5-2 にまとめて示す．
Table.3.1.5-2The summary of calibration result of capacitance method of each flow pattern
ER
R2
Linear calibration
Proposed calibrated
Linear calibration
Proposed calibrated

SlugIntermittent
Stratified
Annular30.4%
25.33%
9.02%
4.54%

7.8%
2.24%
0.63%
1.36%

0.287
-0.1980.499-1.307

0.966
0.986
0.997
0.776

All

19.53%

2.99%

0.711

0.994

R²=0.994 の値でよく一致することが確認でき，これによって本研究の補正手法が適用された静電容量法によって非接触，リアルタイム，高精度の測定が遂行できることがわかった．
(5) マイクロ管用ボイド率センサーの高精度化
1 mm 以下の直径を持つ管はマイクロチャンネルに分類され，マイクロチャンネルを流れる二相流はマイクロ電子冷却，マイクロ電子機械システム，マイクロチャンネル熱交換器などの多様な分野で応用可能である．特にフラットチューブのマイクロチャンネルで構成された熱交換器は 1 kW/cm² 以上の高熱流束を持ち，最も進歩した熱交換器という評価を受けている．しかし，非常に小さい直径によって，マイクロチャンネルフラットチューブ内部を流れる二相流の流動特性を分析することは難しい．特に，ボイド率はマイクロチャンネルフラットチューブ二相流の様々な特性の中で最も測定しにくいパラメータの一つである．一般的にマイクロチャンネルフラットチューブのボイド率は締切法を通じて測定さ148れてきたが，管内二相流冷媒を回収し，その重さを測定しなければならない締切法の特性上，10〜30%に達する誤差が報告されている．それでさえも，特性分析の基本となる単一マイクロチャンネルの分析は非常に小さい内部体積を理由にボイド率の測定が難しい実情である．
そこで，これまで開発/活用されてきたマクロ静電容量式ボイド率センサー知識を基に，マイクロチャ
ンネルのボイド率測定が可能な新しいセンサーを開発した．非対称電極を持つ静電容量センサーは小さな管径での測定が相対的に難しい．これは，管径の大きさに合わせて低電位電極の大きさが制限され，センサーの分解能が減少するためである．そこで，本研究で開発されたセンサーは，該当短所を補完するために各電極の幅を変数として最適化を行い，最終的に高電位電極と低電位電極の縦横の比をそれぞれ 1:9.48 および 1:8.24 に決定した．さらに，最適化技法に基づいて行われたセンサーの設計およびマイクロチャンネルの流動様式が反映された𝐶 − 𝛼関係を導き出した．
上記ボイド率センサーはマクロ用センサーの設計と同様に，Fig.3.1.5-10 に示したように電場解析を通じて分析され，多様な流動様式を対象にボイド率の変換式（𝐶 − 𝛼式）を導き出した．

(a)Fig.3.1.5-10(b)
Example of finite element method for sensor(a) EFA modeling，(b) EFA result

電場解析で考慮した流動様式は，Fig.3.1.5-11 に示すようにマイクロチャネルの典型的な流動様式である．マイクロチャネルにおける流動様式は，プラグ流から環状流まで乾き度によって異なる．

Fig.3.1.5-11

Various flow pattern of two-phase flow in microchennel

ただし，本研究で使われる静電容量式ボイド率センサーは特徴的な非対称電極の影響によって流動様式に対する依存性が相対的に低いため，今後の測定および解釈への影響が小さいと期待できる．したがって，本研究では流動様式による𝐶 − 𝛼関係を導き出して評価するために，プラグ流，環状流，チャーン流を選択した．
Fig.3.1.5-12 に 3 つの流動様式に対して導出された𝐶 − 𝛼関係を図示し，相対誤差は約 1.7%
となった．

149

Fig3.1.5-12 𝐶 − 𝛼 relations according to microchannel flow patterns

このように相対誤差が低い理由として，マイクロチャンネル内部を流れる二相流の流動様式がマクロチャンネルに比べて相対的に対称的なことに起因すると考える．最終的に 3 つの流動様式を全て考慮して一つの𝐶 − 𝛼関係を導き出すことができ，Equation (3.1.5-3)と(3.1.5-4)のようになった．
𝛼𝑅1234𝑦𝑓 = −0.2596𝐶𝑛3 − 0.7379𝐶𝑛 + 0.9997(3.1.5-3)

𝛼𝑅32 = −0.3797𝐶𝑛3 − 0.0604𝐶𝑛2 − 0.5597𝐶𝑛 + 1.0024(3.1.5-4)

ここで𝐶𝑛 はセンサーから測定された静電容量が平準化された値である．
(6) ボイド率センサーの製作
上記記述された電極の形態，材料の選定，流動様式を考慮した高精度化を通じて R32，R454C 冷媒を対象に内径 7.1 mm のマクロ管，内径 1 mm のマイクロ管の 2 つの管径に対応するボイド率センサーを製作した．Fig3.1.5-13 に設計されたセンサーの CAD モデルと実センサーを図示す．

(a)Fig3.1.5-13

(b)

(c)
(d)
Designed capacitance-based sensor (a) CAD model for the macro tube (b) actual sensor for macro tube(c) CAD model for the microchannel (d) actual sensor for microchannel

150

(7) まとめ：静電容量法によるボイド率測定センサーの開発及び測定方法の確立
本研究で開発したボイド率センサーは，ボイド率および流動様式によって変わる静電容量を利用する
単純な構成の非接触式測定方法である．非接触式技法としてリアルタイムでボイド率を測定できる長所を持っている．また，既存の伝統的な QCV 技法(約 1~3%)に準ずる測定精度(3~5%)を有しており，多様な用途で応用できると考えられる．
本研究のセンサー開発により，以下の項目に対する検討および検証が行われた．



電場解析を活用した𝐶 − 𝛼関係の導出とセンサ最適化
流動様式を反映した静電容量ボイド率計の補正手段
多様な管径，冷媒について従来の測定手法である QCV 技法との相互検証

3.1.5.2 冷媒充填量評価装置の構築による様々な管径及び冷媒に対するボイド率測定(1) 広範囲の運転条件を考慮した冷媒充填量評価装置の製作
Fig.3.1.5-14 に本研究で構築した冷媒充填量評価装置のフロー図を示した．実験装置は，マクロ(管内径 7.1 mm)，マイクロチャンネル(1 mm)を持つテストセクションの装・脱着が簡単に行える．主な特徴は以下となる．
 ボイド率と冷媒充填量の関係を明確にするために，締切法(QCV，Quick Closing Valve)を利用し直接充填量が測定可能 複数の冷媒に対応するために幅広い入熱量の調整が可能
 複数の配管径に対応するために十分な流れ方向の長さと流量範囲の調整が可能

Fig.3.1.5-14

Refrigerant charge amount evaluation device design drawing

冷媒ループは内径 7.1 mm の銅管で構成されており，オイルの混入とパルセーションを防止するためにマグネチックギアポンプ(GASerise，MICROPUMP)によってタンクからサブクーラーを経てフリーヒーターに移送される．過冷状態の冷媒はフリーヒーターによって加熱され，ヒーターの調節を通じて目標とする入口乾き度を持つ異常状態に転換される．異常状態の冷媒はテストセクション(1.2 m の長さ及び 7.1 mm の内径)を経て冷媒タンクに戻り，以後ガス上の冷媒はアフターコンデンサーから過冷液体に
冷却/凝縮される．周囲への熱交換による熱損失を防止するため，全体実験装置は断熱された(15 mm の
厚さ，AEROFLEX)．冷媒の流量はマグネチックギアポンプの回転数を調節してコントロールされ，±0.05%の測定誤差を持つ流量計(OVAL，ALTImass II type U)を通じて測定される．
151

入口乾き度は 5.6 kW の容量を持つ電気式フリーヒーターを通じて調整され，この時ヒーターの消費
電力は 0.1%の測定誤差を持つ電力分析器(YOKOGAWA，WT332E)を通じて測定される．テストセクショ
ンの飽和温度および圧力は，別途の外部温度調節システムを有するアフターコンデンサによってコントロールされる．この時，圧力は±0.1%の fullscale error を持つ圧力計(YOKOGAWA，EJA430J)を通じて測定され，温度は±0.15K の誤差を持つ PT100RTD(SAKAGUCHI，classA)を通じて測定される．
入口乾き度に対する実験装置の不確実性は±2.12%(X=0.5，25 ℃，250 m2s)である．すべての入口乾き
度条件での流動様式を検討するために，テストセクション後端に装着された可視化部に超高速カメラ(IDT，NR4-ANM1)が適用された．1016 X 1016 pixel サイズ，100 万画素のセンサー，そして Nikkon 50mm
F2.8 Macro レンズが装着された超高速カメラシステムを利用して 2 秒間の流動を 5000 FPS，139 us の条
件で撮影する．Fig.3.1.5-15 に，冷媒充填量評価装置の外観図を示す．

Fig.3.1.5-15

External view of refrigerant filling amount evaluation device(2) R32 及び R454C のマクロ管でのボイド率測定
R32 は純冷媒として R454C 等の低 GWP 冷媒の構成冷媒として使用される冷媒として十分な情報の取得と特性の検討を要するが，一般的なマクロサイズ（4mm 以上の内径）の管径ではボイド率の測定結果が報告されていない．R454C は代表的な低 GWP 冷媒であり，R1234yf と R32 の 78.5:21.5 の混合比で構成され，非共沸混合冷媒の特性を有している．R454C は現在様々なシステムへの適用を検討している段階であり，本研究で目的とする冷媒充填量予測の精度向上のために必要不可欠に検討すべき冷媒である．ボイド率測定には 2020 年に開発が完了した冷媒充填量評価装置が使用され，上記の補正手法が適用された静電容量法と締切法により R32 及び R454C のボイド率が同時に計測された．また，本装置は純冷媒(R32)を基準に締切法不確かさ 1.07%，静電容量法不確かさ 3.47%の高精度測定を可能とする．測定条件は，3 種類の飽和温度（10，25，40 ℃），3 種類の流量（100，250，400 kg/m²s），管内径 7.1 mm に対して行われた．但し，R454C の場合，非共沸混合冷媒の特性を考慮して，3 種類の飽和温度ではなく，3 種類の飽和圧力(0.79，1.19，1.72 MPa) を基準に測定された．
測定結果は Table.3.1.5-3 に示すように，
過去の文献で示されている 6 つのボイド率相関式と比較され，既存のボイド率相関式が新たな冷媒のボイド率を予測可能かどうかを検討する．

152

Table.3.1.5-3

Various correlations for void fraction prediction
Correlation−1

1 − 𝑥 𝜌𝑔𝜌𝑙
𝛼 = [1 + () ( )√1 − 𝑥 (1 − )]𝑥𝜌𝑙𝜌𝑔Chisholm8)

Yashar9)

𝛼 = (1 +−0.321
1+ 𝑋𝑡𝑡 )
𝐹𝑡
−1

(1 − 𝑥)𝜌𝑙+𝐾𝜌𝑔𝑥
1 − 𝑥 𝜌𝑔
𝛼 = 1+() ( ) 𝐾 + (1 − 𝐾)√(1 − 𝑥)
𝑥
𝜌𝑙
1+𝐾
𝑥
{
[
]}

Smith10)

Steiner11)𝛼=𝑈𝑠𝑔
𝐶0 𝑈𝑚 +𝑈𝑔𝑚

，𝐶0 = 1 + 0.12(1 − 𝑥), 𝑈𝑔𝑚 =1.18(1−𝑥)𝜌𝑙0.5[𝑔𝜎(𝜌𝑙 − 𝜌𝑔 )]

0.25

−1

Zivi12)

1 − 𝑥 𝜌𝑔 2/3
𝛼 = [1 + ()( ) ]𝑥𝜌𝑙

Homogeneous

1 − 𝑥 𝜌𝑔 −1
𝛼ℎ = [1 + () ( )]𝑥𝜌𝑙Fig3.1.5-16 に R32 のボイド率測定結果と共に従来のボイド率相関式を一緒に示した．Homogeneous 相
関式および Yashar の相関式を除いたほとんどの相関式が許容可能な誤差範囲内で R32 のボイド率を予測可能であることが分かったが，Steiner の相関式と最もよく一致することがわかる．

153

(a) T = 10 °C，G = 250 kg/m²s(b) T = 25 °C，G = 250 kg/m²s(c) T = 40 °C，G = 250 kg/m²s(d) T = 25 °C，G = 100 kg/m²s(e) T = 25 °C，G = 400 kg/m²s

Fig.3.1.5-16 R32 void fraction measurement and comparison with correlations

Fig.3.1.5-17 に R454C のボイド率測定結果と共に既存のボイド率相関式を一緒に示した．Homogeneous
相関式及び Zivi の相関式を除いたほとんどの相関式が許容可能な誤差範囲内で R454C のボイド率を予測可能であることが分かったが，Smith の相関式と最もよく一致することがわかる．

154

(a) P = 0.79 MPa (T = 10 °C)，G = 250 kg/m²s(b) P = 1.19 MPa (T = 25 °C)，G = 250 kg/m²s(c) P = 1.72 MPa (T = 40 °C)，G = 250 kg/m²s(d) P = 1.19 MPa (T = 25 °C)，G = 100 kg/m²s
Fig.3.1.5-17(e) P = 1.19 MPa (T = 25 °C)，G = 400 kg/m²s

R454C void fraction measurement and comparison with correlations

各冷媒のボイド率測定結果と 6 つの相関式の違いを定量化してまとめると Table.3.1.5-4 のとおりである．上記の説明のように各冷媒のボイド率を予測するにあたり，最適な相関式は異なることがわかる．
また，共通して Steiner の相関式は相対的に低い誤差を持ち，汎用的に使用することができることを確認した．しかし，Steiner の相関式は冷媒による偏差が存在し，このような偏差は冷媒充填量予測において誤差の要因となりうる．したがって冷媒の影響を受けずに低い誤差を持つ新しい相関式を開発する必要
がある．
155

Refrigerant

R32

R454C

Table.3.1.5-4

The void fraction prediction error of various correlations
Error (%)

Correlation

All
quality range

Low
quality range

RMSE

R2

Chisholm
Yashar

7.8
15.1

12.4
22.7

0.042
0.081

0.96
0.87

Smith

7.9

11.5

0.042

0.96

Steiner
Zivi

7.0
9.4

10.0
14.3

0.039
0.049

0.96
0.94

Homogeneous
Chisholm

23.4
3.8

33.1
4.7

0.135
0.028

0.62
0.98

Yashar

7.1

9.1

0.045

0.97

Smith

3.6

4.5

0.028

0.98

Steiner

4.7

6.2

0.032

0.99

Zivi

11.7

17.5

0.100

0.95

Homogeneous

14.7

15.6

0.079

0.97

(3) R1234yf 及び R32 冷媒のマイクロチャネルにおけるボイド率測定
R1234yf と R32 冷媒はそれぞれ GWP が 4 および 675 の低 GWP 純冷媒として多様な冷凍システムの冷媒として使われている．それだけでなく，これら冷媒は新規低 GWP 混合冷媒の構成冷媒として使われる重要な冷媒である．したがって，ボイド率に対する十分な情報の取得と特性の検討が要求されるが，単一マイクロチャンネルでの上記冷媒のボイド率測定結果は報告されていない．ここでは，上記のマイクロチャンネル用静電容量法式の新しいセンサーを適用し，単一マイクロチャンネル内部を流れる
R1234yf と R32 二相流のボイド率を測定した．ボイド率の測定は 2020 年と 2021 年にかけて検証された
冷媒充電量評価装置に 1 mm の内径を持つテストセクションを装着して行われた．詳細なテストセクシ
ョンを Fig.3.1.5-18 に示す．
1.2 m
0.50 mT P

Vacuum Chamber(for insulation)

T
CapacitanceSensorVisualization
sectionFig.3.1.5-18

Test section of microchannel void fraction measurement

上記の Fig.3.1.5-18 に示すように，7.1 mm のマクロチューブの測定とは異なり，マイクロチャンネルのボイド率測定の際には締切法は併用しなかった．これは，静電容量式のボイド率センサーが 2020 年と 2021 年にわたる測定から信頼性が十分に確保され，締切法の場合，チューブ内部の冷媒の絶対量が測定誤差に絶対的な影響を及ぼすため，単一マイクロチャンネルでは適合しないと判断したためである．
静電容量法センサーを利用したマイクロチャンネルのボイド率測定の不確実性は 6.32%であり，これは
既存の 7.1 mm のマクロチューブでの不確実性より高いが，締切法の不確実性(10~30%)に比べて低い数値である．測定条件は 2 つの質量流速(300，600 kg/m²s)，2 つの温度(20，30 ℃)とし，ボイド率の測定と共に Fig.3.1.5-18 の左側に図示された可視化部で高速度カメラを使用して流動様式の可視化を行った．

156

(a)
Fig3.1.5-19(b)Microchennel void fraction results of each refrigerant(a) R1234yf, (b) R32

Fig.3.1.5-19 に各冷媒の各条件に応じたボイド率測定結果を示す．測定条件である二つの温度の差が小さいため，温度による大きな差が観察されないが，飽和温度 30℃の結果が同一乾き度で若干低く現れる．
また，両冷媒とも質量流速による差は小さい．Fig.3.1.5-20 に，質量流束を変えた場合の高速度カメラで撮影されたマイクロチャンネル内部の画像を示す．
300 kg/m²s

600 kg/m²s

𝑥 = 0.025

Plug flow𝑥 = 0.050

Slug flow𝑥 = 0.075

Slug-annular flow𝑥 = 0.150

Slug-annular flow𝑥 = 0.350

Churn flow𝑥 = 0.500

Annular flow𝑥 = 0.600

Annular flow𝑥 = 0.750

Annular flow
Fig3.1.5-20

Visualization results of microchannel according to the mass flux, R1234yf

質量流束が変化してもボイド率の差が少ない結果からも推測できるように，二つの質量流束間の流動様式の大きな変化は観察されていない．また，流動様式の結果から低乾き度の特徴が観察される．低乾
き度で生成された気泡は表面張力と粘度の影響で液体を押し出しながら流れるが，このような気相冷媒
が液相冷媒を押し出す流動の特徴によって気相と液状冷媒の速度の差は減少する．言い換えれば，速度比（𝑢𝑔 ⁄𝑢𝑙）は 1 に近く，相対的に homogeneous 流動に近い特性を示す．したがって，低乾き度のボイド率はマクロ管に比べて相対的に大きい．
また，各冷媒間のボイド率を比較することも可能となる．Equation (3.1.5-5)に示した乾き度とボイド率の間の関係で冷媒によって大きな差を見せる原因は密度比(𝜌𝑔 ⁄𝜌𝑙 )である．密度比が大きくなるにつれ，
同一乾き度でのボイド率は減少する．Table.3.1.5-5 に示すように，R32 の密度比は R1234yf に比べて大きく，それにより相対的に低いボイド率を持つものと測定される．

157

𝛼 = [1 + (1 − 𝑥 𝜌𝑔 𝑢𝑔 −1) ( ) ( )]𝑥𝜌𝑙 𝑢𝑙Table.3.1.5-5
Refrigerant
R1234yfR32(3.1.5-5)

Density and density ratio of each refrigerant

Temperature𝜌𝑙 (kg/m3)

𝜌𝑔 (kg/m3)

𝜌𝑔 ⁄𝜌𝑙

20 ℃

1109.857

32.7960.029630 ℃

1073.298

43.7290.040720 ℃

981.384

40.856

0.041630 ℃

939.624

54.776

0.0583

上記測定されたボイド率の結果は，6 つのボイド率相関式（Table.3.1.5-3）と比較された．ただし，Table.3.1.5-3 の Yashar の相関式はマクロチューブの結果と大きな違いを示すものと判明したため，Armand-Massena の相関式に置き換えて検討しており，最終的に検討された 6 つの数式は Table.3.1.5-6 のとおりとなる．
Table.3.1.5-6

Various correlations for void fraction prediction
Correlation−1

Chisholm8)

1 − 𝑥 𝜌𝑔𝜌𝑙
𝛼 = [1 + () ( )√1 − 𝑥 (1 −
)]
𝑥
𝜌𝑙
𝜌𝑔

Armand-Massena13)

𝛼 = (0.833 + 0.167𝑥)𝛼ℎ−1(1 − 𝑥)𝜌𝑙+𝐾𝜌𝑔𝑥
1 − 𝑥 𝜌𝑔
𝛼 = 1+() ( ) 𝐾 + (1 − 𝐾)√(1 − 𝑥)
𝑥
𝜌𝑙
1+𝐾
𝑥
{
[
]}

Smith10)

Steiner11)

Zivi12)

Homogeneous𝛼=

𝑈𝑠𝑔
𝐶0 𝑈𝑚 +𝑈𝑔𝑚

，𝐶0 = 1 + 0.12(1 − 𝑥), 𝑈𝑔𝑚 =𝛼 = [1 + (1 − 𝑥 𝜌𝑔 2/3)( ) ]𝑥𝜌𝑙1.18(1−𝑥)
𝜌𝑙0.5

−1

1 − 𝑥 𝜌𝑔 −1
𝛼ℎ = [1 + () ( )]𝑥𝜌𝑙158[𝑔𝜎(𝜌𝑙 − 𝜌𝑔 )]

0.25

(a)

(b)

(c)

(d)

Fig.3.3-21 Predirction results of considered correlations with experimental data(a) R1234yf, T=20℃ (b) R1234yf, T=30℃ (c) R32, T=20℃ (d) R32, T=30℃

Fig.3.1.5-21 に既存の相関式と測定結果を示す．7.1 mm のマクロチャンネルでのボイド率測定結果とは異なり，測定されたボイド率は 6 つのボイド率相関式に比べて高く現れた．これはマイクロ管のボイド率を研究した論文の傾向とも一致する部分である．すなわち，Homogeneous 相関式に相対的に近く導出され，これはマイクロチャネルのボイド率が同一乾き度でマクロ管のボイド率より高いことを意味す
る．Nino14,15)および Shedd4)などの多くの研究者が過去の研究で明らかにしたように，小さな管径では流体に作用する表面張力および粘度の影響が相対的に大きくなる．
表面張力の影響が大きくなることによって特徴的な流動様式が現れ，気相と液相の速度比が減少することになる．Equation (3.1.5-5)に示したように，気相と液相の速度比もボイド率に直接的な影響を及ぼすが，マイクロチャンネルでは全体領域にわたって速度比が減少し， 特に低い乾き度では速度比の減少が激しくなる(1 に近づく)．プラグ流は Fig.3.1.5-20 に示すように，沸騰によって発生した気泡が液相冷媒を押し出す形で流れるが，この時，気相と液相の速度比は 1 に近づく．徐々に沸騰量が増加するにつれて(乾き度が増加するにつれて)気相の体積が増加して速度比は上昇するが，マクロ管に比べて相対的に小さくなる．

159

Table.3.1.5-7
Refrigerant

The void fraction prediction error of various correlations for microchannel

Correlation

Error (%)

RSME

R2

Chisholm

6.0

0.098

0.96

Armand-Massena

5.6

0.098

0.96

Smith

5.4

0.095

0.97

Steiner

12.7

0.177

0.71

Zivi

12.0

0.189

0.75

Homogeneous

12.2

0.178

0.71

Chisholm

8.3

0.137

0.83

Armand-Massena

6.8

0.136

0.85

Smith

8.6

0.145

0.81

Steiner

18.8

0.270

0.09

Zivi

17.9

0.266

0.21

Homogeneous

12.1

0.150

0.67

R1234yf

R32

上述の 6 つの相関式に対する誤差を定量化して Table.3.1.5-7 に示す．上記のマイクロチャンネルの特性により，Homogeneous 相関式に基づいて構成された Armand-Massena の相関式結果が相対的に測定結果とよく合致することが分かった．また，速度比に影響を与える主要因子の変化によってマイクロチャ
ンネルのボイド率は相対的に Slip ratio モデルが正確であることがわかった．反面，大部分の条件と冷媒に対して汎用的によく合うと知られている Steiner のドリフトフラックスモデルは，マイクロチャンネ
ルにおいては大きな誤差が生じることもわかる．
(4) まとめ：冷媒充填量評価装置の構築による様々な管径及び冷媒に対するボイド率測定
本項目では，マクロ管とマイクロ管で R32，R1234yf および R454C 冷媒のボイド率測定を行った．R32
および R1234yf は，それ自体で低 GWP 冷媒であると同時に，低 GWP 混合冷媒である R454C 冷媒を構成する重要な冷媒である．ボイド率の測定は断熱条件を基本として飽和温度(純粋冷媒の場合)，飽和圧力(混合冷媒の場合)および質量流束を変数として行われた．
本実験結果では，純冷媒と混合冷媒のボイド率特性の違いは，物性の違いのみに起因することとなった．ただし，本結果が断熱条件の下で行われたという点に注意する必要がある．混合冷媒の場合，蒸発や凝縮過程中に組成が変化し，物性(密度，点もおよび表面張力など)の非定常的変化がボイド率に影響を及ぼすと考えられる．一方，断熱条件の場合，テストセクションの入口/出口の乾き度が一定するように維持されるため，非定常的な組成変化が起こらない．今後，多様な熱伝達条件(蒸発や凝縮)の下での実験を行い，非定常変化がボイド率測定による及ぼす影響を明確化する必要がある．
同じ乾き度の条件では，マイクロ管のボイド率測定結果はマクロ管に比べて相対的に高く現れ，特に低乾き度で特徴的である．この理由は，マイクロ管では表面張力と粘度の影響が強く出ることにより，上下対称になり，気相と液相の速度が平準化される（スリップ比が 1 に近づく）ためである．このような特性は，管径が小さくなるほど顕著になると考えられ，今後追加的な検討が求められる．
また，測定結果は，既存の相関式と比較検討され，マクロ管の場合 Steiner の相関式が，マイクロ管の場合 Armand-Massena の相関式が相対的に高い精度を示した．冷媒や管径の違いによって最適な相関式が異なることから，既存の一つの相関式を適用した冷媒充填量評価は誤差を生む可能性がある．したがって，様々な冷媒および管径にも高い正確度を維持する相関式が必要であり，これは次の節で説明する．
3.1.5.3 低 GWP 冷媒の特性を考慮した新しいボイド率相関式の樹立

160

(1) 新しいドリフトフラックスモデル
本研究では，クオリティ-ボイド率相関式の開発のために，比較的高い正確度を持っていると知られたドリフトフラックスモデルを使用した．Equation (3.1.5-6)に示したドリフトフラックスモデルは Zuber によって提案されたモデルである．気相表面速度(𝑈𝑠𝑔 )，液相表面速度(𝑈𝑠𝑙 )は測定できることに注目し，気相平均速度(𝑢𝑔 )を二相平均速度(𝑈𝑀 = 𝑈𝑠𝑔 + 𝑈𝑠𝑙 )とドリフト速度(𝑈𝑔𝑚 )で表したモデルである．液相平均速度(𝑢𝑙 )についても同様に二相平均速度とドリフト速度によって定義できる．
𝑢𝑔 = 𝐶0 𝑈𝑀 + 𝑈𝑔𝑚(3.1.5-6)

𝐶0は「分布パラメータ」と呼ばれるパラメータで，数式的な定義では断面における気液の分布によって変化するパラメータである．物理的な意味としては，均質流を想定した時の速度分布と，実際の速度分布の関係を表す．垂直流の場合は，流動に軸対称性を仮定し，𝐶0 < 1において，液相が配管中心側，気相が配管壁側，𝐶0 = 1において，均質流，𝐶0 > 1において，液相が配管壁側，気相が配管中心側のように分布を把握することができる．ただ，水平流の場合は，重力による非対称性が存在するので上記の通りにはならない．気相平均速度(𝑢𝑔 )とボイド率(𝛼)は，気相表面速度を用いて次の Equation (3.1.5-7)及び(3.1.5-8)ようになる．
𝑈𝑠𝑔
𝛼(3.1.5-7)

𝑈𝑠𝑔
𝐶0 𝑈𝑀 + 𝑈𝑔𝑚(3.1.5-8)

𝑢𝑔 =

𝛼=

Bhagwat16,17)らの報告によると，ドリフトフラックスモデルが最も汎用性のあるモデルであると結論付けている．理由として，流量変化に対しての感度を持つこと，流動様式の変化を考慮できることが挙げられる．他にも，De Kerpel et al. 5)，Wojtan et al. 18)の報告によると，実験値と相関式を比較し，ドリフト
フラックスモデルの Steiner の相関式が最も精度が良いと結論付けている．しかし，Steiner のドリフト
フラックスモデルは冷媒によって予測精度のばらつきを持っており，現在まで純冷媒を対象に検討されたという限界を持っている．上記の説明のように，Equation (3.1.5-6)に示した𝐶0と𝑈𝑔𝑚 はドリフトフラッ
クスモデルにおいて最も重要なパラメータである．Fig.3.1.5-22 に普遍的に広く使われるドリフトフラッ
クスモデルである Steiner のモデル(Table.3.1.5-6)と，本研究で取得した実験値から導き出された𝐶0と𝑈𝑔𝑚を比較して示した．
1.4

0.7

R32 T25 G250 EXP
Steiner

0.6

R32 T25 G250 EXP
Steiner

0.5

C0

Ugm (m/s)

1.2

1.0

0.4
0.3
0.2
0.1

0.8
0.0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

0.0
0.0

1.0

QualityFig. 3.1.5-22

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

Quality(b) 𝑈𝑔𝑚(a) 𝐶0Comparison of Steiner correlation and the experimental result in 𝐶0 and 𝑈𝑔𝑚

Steiner の式と実験値のずれの原因として，流動様式を考慮しない線形的数式を用いたことが挙げられ
る．Steiner の式では乾き度𝑥 = 1の時，𝐶0 = 1となるよう線形で式を構築した．また，ドリフト速度(𝑈𝑔𝑚 )は，垂直流の気泡速度に注目した式の形になっている．上昇気泡の終端速度は，Harmathy より報告されているように，気泡の大きさ，形状を考慮して，浮力と抗力の釣り合いより導くことができる．ただし，
水平流においては，浮力の影響は流れに影響を与えず，気泡流以外の領域には適応できない．
本報告では水平流において，流動様式の変化に注目した相関式を提案する．流動様式は，乾き度の変161

化に応じて変化するので，乾き度の値で分類した．２つのパラメータの形を Equation (3.1.5-9)及び(3.1.510)に示す．

(3.1.5-9){

𝐶0,𝑝2 − 𝐶0,𝑝1𝑥𝑥𝑐1
𝑥𝑐2 − 𝑥𝑥 − 𝑥𝑐1𝑥𝑐1 < 𝑥 < 𝑥𝑐2 ，𝐶+𝐶
𝑥𝑐2 − 𝑥𝑐1 0,𝑝2 𝑥𝑐2 − 𝑥𝑐1 0,𝑝3
1−𝑥
𝑥 − 𝑥𝑐2𝑥𝑐2 < 𝑥 < 1，
𝐶0,𝑝3 +
𝐶
1 − 𝑥𝑐2
1 − 𝑥𝑐2 0,𝑆𝑃

(3.1.5-10){

𝑈𝑔𝑚,𝑝2 − 𝑈𝑔𝑚,𝑝1𝑥𝑥𝑐1
𝑥𝑐2 − 𝑥𝑥 − 𝑥𝑐1𝑥𝑐1 < 𝑥 < 𝑥𝑐2 ，𝑈+𝑈
𝑥𝑐2 − 𝑥𝑐1 𝑔𝑚,𝑝2 𝑥𝑐2 − 𝑥𝑐1 𝑔𝑚,𝑝3
1−𝑥
𝑥 − 𝑥𝑐2𝑥𝑐2 < 𝑥 < 1，
𝑈𝑔𝑚,𝑝3 +𝑈
1 − 𝑥𝑐2
1 − 𝑥𝑐2 𝑔𝑚,𝑆𝑃

0 < 𝑥 < 𝑥𝑐1 ，𝐶0,𝑝1 +𝑪𝟎 =0 < 𝑥 < 𝑥𝑐1 ，𝑈𝑔𝑚,𝑝1 +𝑼𝒈𝒎 =上記 Equation (3.1.5-9)及び(3.1.5-10)の𝒙𝒄𝟏 及び𝒙𝒄𝟐 は Kattan19,20) の流動様式遷移線図から導出され，
Equation (3.1.5-11)のとおりである．一つの温度および流量条件で乾き度が変化するにつれ，3 種類の流動様式に変化する場合を代表的な場合と仮定する．流動様式の変化は冷媒，温度，流量，管径によって変わる可能性があるため，それにともなう適切な数式の変更が要求される．添字「p1，p2..」は流動様式の遷移過程にともなう各順序の流動様式を意味する．𝑥𝑝1−2 及び𝑥𝑝2−3はそれぞれ流動様式 p1 と p2 の境
界乾き度，流動様式 p2 と p3 の境界乾き度である．そして，各流動様式における𝐶0及び𝑈𝑔𝑚 は，実験値を基に流動様式を分析し，Table.3.1.5-8 にまとめた．
𝑥𝑐1 =

𝑥𝑝1−2 + 𝑥𝑝2−32(3.1.5-11a)𝑥𝑝2−3 + 1
2

(3.1.5-11b)

𝑥𝑐2 =Table. 3.1.5-8
Flow pattern

𝐶0 and 𝑈𝑔𝑚 of each flow pattern for the proposed correlation
𝑼𝒈𝒎
𝐶0

Slug

1.2

0

Stratified

1.03

𝜇𝑔 0.67 −0.13
0.1434 ( )𝑅𝑒
𝑣𝑔 |𝑥=1
𝜇𝐿

Plug

1

𝜇𝑔 0.67
0.1434 ( )𝑣𝑔 |𝑥=1𝜇𝐿

Annular𝜌𝑔 −0.04 0.04
0.8845 ( )𝑅𝑒𝜌𝐿

𝜇𝑔 1.48 −1
0.0417 ( )𝑅𝑒 𝑊𝑒 0.29 𝑣𝑔 |𝑥=1
𝜇𝐿

Slug-annular𝜌𝑔 −0.04
0.8845 ( )𝜌𝐿𝜇𝑔 1.480.0417 ( )𝑊𝑒 0.29 𝑣𝑔 |𝑥=1
𝜇𝐿

Single-phase

10

ただし，スラグ類と単相流動の𝐶0及び𝑈𝑔𝑚 は物理的に妥当な値を持つように Ishii のドリフトフラック
スの 1 次元修正モデルを基盤に設定した．その他の流動様式では各流動様式を持つ実験結果から導出した．Table3.1.5-8 と式 Equation (3.1.5-9)及び(3.1.5-10)から流動様式の漸進転である変化を考慮する𝐶0及び𝑈𝑔𝑚 を導き出すことができる．
Fig.3.1.5-23 に Steiner の相関式，実験測定及び本研究の相関式から導き出された𝐶0及び𝑈𝑔𝑚 を一緒に示した．𝐶0及び𝑈𝑔𝑚 に対して Steiner の相関式より実験と近い値を予測できることを確認でき，これは二相流の物理的な特性をよりよく反映することを意味する．

162

Fig. 3.1.5-23(b) 𝑈𝑔𝑚(a) 𝐶0The comparison 𝐶0 and 𝑈𝑔𝑚 of the proposed correlation with Steiner correlation and theexperimental results of the marcro channel(2) マクロ管での実験結果との比較
上記の Table.3.1.5-8 の係数を用いた本研究で提案するボイド率相関式と実験から測定されたボイド率を比較し，Fig.3.1.5-24 に示す．

(a) R32 temperature change(b) R32 mass flux change(c) R454C pressure change(d) R454 mass flux change

Fig. 3.1.5-24

Comparison of the proposed correlation with the experimentally measured void fraction

163

Fig.3.1.5-24 の結果をもとに相関式による誤差を定量的に分析したものを Table.3.1.5-9 に示す．比較のために Steiner の相関式との比較も併せて示した．本提案の相関式は，Steiner の相関式より高い正確度を持つことが確認できる．また，冷媒の変化に対しても，相対的に安定的に高い予測精度を有することを確認した．

Refrigerant

R32

R454C

Table. 3.1.5-9

Void fraction prediction error of the proposed correlation
Error (%)

Correlation

All
quality range

Low
quality range

RMSE

R2

This research

5.5

7.8

0.034

0.98

Steiner

7.0

10.0

0.039

0.96

This research

4.5

5.1

0.031

0.99

Steiner

4.7

6.2

0.032

0.99

(3) マイクロ管での実験結果と比較
Steiner のドリフトフラックスモデルは，係数𝐶0（分布パラメータ）を用いて気相および液相冷媒の管内分布を説明するもので，気相と液相が非対称に分布していることを前提としている．しかし，マイクロチャンネルの流動様式は，表面張力と粘度の影響によって低い乾き度から非常に対称的な流動を見せているため，Steiner のドリフトフラックスモデルと差が発生せざるを得ない．𝐶0は，極端な対称的流動様式（例えば，非常に高い乾き度の環状流）の場合，1 に収斂する．したがって，Steiner のドリフトフ
ラックスモデルの𝐶0をすべての乾き度に対して「1」で固定すると，Fig.3.3-25 のようになり，マイクロチャンネルの測定結果に近づくことがわかる．

(a)

(b)

(c)
(d)
Fig. 3.1.5-25 Prediction results of corrected Steiner correlation with experimental data(a) R1234yf, T=20 ℃ (b) R1234yf, T=30 ℃ (c) R32, T=20 ℃ (d) R32, T=30 ℃

164すなわち，対称的流動様式を分布パラメータ𝐶0で考慮することは非常に重要であることがわかる．上記 Table.3.1.5.-8 で示したように，マイクロ管の流動様式を考慮すれば，Fig.3.3-26 のように表すことができる．

Fig. 3.3-26

(a)

(b)

(c)

(d)

Prediction results for microchannel void fraction from the proposed correlation of present research(a) R1234yf, T=20 ℃ (b) R1234yf, T=30 ℃ (c) R32, T=20 ℃ (d) R32, T=30 ℃ (e)Experimental vs. prediction

Fig.3.1.5-26 に示すように，マイクロチャネルのボイド率測定結果とよく合致することが確認でき，定量化された誤差を Table.3.1.5-10 に示す．
Table.3.1.5-10

The void fraction prediction error of various correlations for microchannel

Refrigerant

Error (%)

RSME

R2

R1234yf

5.8

0.121

0.94

R32

4.9

0.107

0.91

165

これにより，新しい本研究から導き出された新しい相関式は，多様な管径，冷媒，温度，流量条件について，相対的に高い精度でボイド率を予測できることを確認した．
現在，溝付き冷媒管に対するボイド率センサーおよびテストセクションを製作しており，これを用いた実験を今年度下半期に予定している．結果から導出される溝付き冷媒管に対するボイド率特性は，ボイド率予測相関式および冷媒充電量評価シミュレーションに反映されるものと期待される．
(4) まとめ：低 GWP 冷媒の特性を考慮した新しいボイド率相関式の構築
本節では，マクロおよびマイクロ管を流れる R32，R1234yf および混合冷媒 R454C を対象に構築した新しい相関式について報告した．構築された相関式はドリフトフラックスモデルで，流動様式の漸進的な変化に対応している．
新しいドリフトフラックスモデルに基づくボイド率相関式は，実験で使われた管径，冷媒，温度，流量の全体範囲で 6%未満の安定的な予測精度を示し，これは既存の相関式が持つ適用範囲の限界を超えたと言える．ただし，より広い範囲での相関式の正確性を評価するために，様々な冷媒と管径に対する長期的な検討が必要である．

参考文献
1)
2)
3)
4)
5)
6)
7)
8)
9)
10)
11)
12)
13)
14)
15)
16)
17)
18)
19)
20)

G. Portillo, T. A. Shedd, K. H. Lehrer, G. ; Portillo, and T. A. : Proc. Int. Ref. and Air Cond. Conf., p.887. (2008),
Y. Sakamoto, H. Kobayashi, Y. Naruo, Y. Takesaki, Y. Nakajima, A. Furuichi, H. Tsujimura, K. Kabayama, and T. Sato: Int J
Hydrogen Energy, 44(33), 18483 (2019).
Y. SAKAMOTO, T. SATO, and H. KOBAYASHI: J. Fluid Sci. Technol., 11(2), JFST0008 (2016).
T. A. Shedd: 「Void Fraction and Pressure Drop Measurements for Refrigerant R410A Flows in Small Diameter Tubes」,(2012).
K. de Kerpel, B. Ameel, C. T’Joen, H. Canière, and M. de Paepe: Int. J. Refrig., 36(2), 390 (2013).
「AGC Chemicals Company Technical Documents」URL: https://www.agc-chemicals.com/jp/ja/products/detail/index.html?pCode=JP-JA-G007
M. Kim, K. Komeda, J. Jeong, M. Oinuma, T. Sato, and K. Saito: Sensors, 22(9), 3511 (2022).
D. Chisholm: Int J Heat Mass Transf, 16(2), (1973).
D. A. Yashar, T. A. Newell, and J. C. Chato: 「Experimental investigation of void fraction during horizontal flow in smaller
diameter refrigeration applications」, (1998).
S. L. Smith: Proc. Inst. Mech. Eng., 184(1), 647 (1969).
D. Steiner: 「Heat Transfer to Boiling Saturated Liquids」, Düsseldorf, (1993).
S. M. Zivi: J Heat Transfer, 86(2), 247 (1964).
W. A. Massena: 「Steam-Water Pressure Drop and Critical Discharge Flow - A Digital Computer Program」, Richland,
Wash, (1960).
V. G. Niño, P. S. Hrnjak, and T. A. Newell: 「Characterization of Two-Phase Flow in Microchannels」, (2002).
W. T. Payne, . G Nino, P. S. Hrnjak, and T. A. Newell: 「Void Fraction and Pressure Drop in Microchannels」, (2000).
S. M. Bhagwat and A. J. Ghajar: Int. J. Multiph. Flow, 59, 186 (2014).
A. J. Ghajar and S. M. Bhagwat: “Frontiers and Progress in Multiphase Flow I,” pp.157–212, Springer International
Publishing, (2014).
L. Wojtan, T. Ursenbacher, and J. R. Thome: Exp Therm Fluid Sci, 29(3), 383 (2005).
N. Kattan, J. R. Thome, and D. Favrat: J Heat Transfer, 120(1), 140 (1998).
N. Kattan, J. R. Thome, and D. Favrat: J Heat Transfer, 120(1), 148 (1998).

166

3.1.6 数理モデル
以下熱交換器の数理モデルを示す．

Air inlet
z

L

LA

DOut
DIn

Ref.
inlet

Ref.
outletAir outlet

Fig. 3.1.6-1 Fin tube type heat exchanger

仮定事項
・本熱交換器の数理モデルにおいて，熱伝達率と圧力損失の式は，本報告で提案している各種伝熱と圧力相関式を適用していくこととなる．
冷媒側連続の式

 R  (  R vR )
+
=0
t
z

(3.1.6-1)

PR1= − fR
2  R vR2
z
d In

(3.1.6-2)

冷媒側圧力損失

冷媒側エネルギー方程式

 (  R uR )t+

 (  R vR hR )z=−(3.1.6-3)

LcIn
qIn
SIn

配管側エネルギー方程式
A + FIN AFIN
TLc
 M CM M = In qIn − Pipe
( qOut + jOut hvWat )
t
SM
SM L

(3.1.6-4)

空気側連続の式

A,O vA,O LA,O − A,I vA,I LA,I =APipe + FIN AFINL

A,O vA,O LA,O = GA,O

(3.1.6-5)

jOut(3.1.6-6)

A,I vA,I LA,I = GA,I

(3.1.6-7)

空気側圧力損失
PA,O − PA,I = − f A

2 Lx  AVac2
Dec(3.1.6-8)

空気側水蒸気連続方程式

A,O vA,O X A,O LA,O − A,I vA,I X A,I LA,I =167

APipe + FIN AFIN
L

(3.1.6-9)

jOut

空気側エネルギー方程式

A,O vA,O hA,O LA,O − A,I vA,I hA,I LA,I =APipe + FIN AFINL

( qOut + jOut hvWat )(3.1.6-10)

空気出口温度が露点に達した場合は，以降空気出口温度と露点が等しくなるよう除湿がなされるもの
として j が算出される．空気出口温度が露点より高い場合は，除湿はされないとする．
(3.1.6-11)
0
TDP,A,O  TA,O
jOut =  f ( PA,O , hA,O , TDP,A,O ) TDP,A,O = TA,O
熱伝達(3.1.6-12)
q =  (T − T )
In

In

R

M

ボイド率
𝛼 = [1 + 𝑠 (1 − 𝑥 𝜌𝑔 −1) ( )]𝑥𝜌𝑙(3.1.6-13)

気液二相流モデルにおいて，式 3.1.6-13 におけるスリップ比𝑠に関しては，熱交換器と配管はスリッ
プ流モデルとして smith の式で求める．それ以外の要素に関しては，均質流を仮定し 𝑠 = 1 とする．
NOMENCLATURE
A: Area, m2

αD: Diameter, m: Fanning friction factor, : Mass flow rate, kg･s-1: Specific enthalpy, J･kg-1: Mass flux, kg･m-2･s-1: Length, m: Pressure, Pa: Heat flux, W･m-2: Cross sectional area, m2: Time, s: Specific internal energy, J･kg-1: Velocity, m･s-1

ρ
η
λ

f

G
h

j
L
P
q
S
t
u
v

V
F
μ
ν
Cp
Ga
hv
H

: Heat transfer coefficient, W･m-2･K-1: Density, kg･m-3: Efficiency, : Thermal conductivity, W･m-1･K-1: Nusselt number, : Volume, m3: Fin length, m: Viscosity, Pa・s
: Kinematic viscosity, m2・s-1: Specific heat capacity, J･kg-1･K-1: Galileo number, : Latent heat of vaporization, J･kg-1: Sensible heat factor, -Vap: Vapor

EVA
SAT
Pipe
F
P
T
W
C
Cha
Wat

: Evaporator: Saturated: Pipe: Front: Pitch: Thickness: Wall: Collar: Characteristic: Water

Nu

SUBSCRIPMTS
A
DP
FC
FIN
I
In
M
O
Out
R
Liq

: Air
: Dew point: Fin collar: FIN: Inlet: Inside: Metal: Outlet: Outside: Refrigerant: Liquid168

3.2 圧縮機
一般に冷凍サイクルシステムとしての解析を行う際，圧縮機の特性は断熱効率や体積効率を用いて簡易に示されることが多く，幅広い運転条件下での圧縮機の特性を精度よく予測したり圧縮機の形式に応じた特性の違いを的確に取り込むことが困難である．新たな次世代冷媒の導入に際し冷媒の特性を的確に評価するには，システムレベルの解析においても圧縮機内での冷媒の漏れや熱移動現象，オイルによる加熱等の影響を詳細に解析できるモデルを搭載し，圧縮機の形式や運転条件，冷媒の物性に応じた圧縮機の特性を精度良く予測するするこが必要不可欠である．圧縮機内部の漏れ現象などを数学的にモデル化して特性解析を行う圧縮機シミュレーションは，コンピュータの発展に伴い 1960 年代後半から利用され始め，今日では圧縮機の開発，改良，応用展開など多くの分野で活用されている 9).
本研究では，新たな次世代冷媒導入に際して冷媒による特性を比較評価できるレベルの数理モデルを構築して圧縮機シミュレーションを行い，冷媒物性の違いが圧縮機特性に及ぼす影響を明かにする．また，R410A, R32 を用いて圧縮機性能試験を行い，構築したモデルの妥当性を検証する．更に，圧縮機シミュレーションにより算出された圧縮機特性を組み込み，ルームエアコンを対象にサイクルシミュレー
ションを実施してサイクル全体の特性について検討する．
3.2.1 圧縮機の構造とモデリング対象とした圧縮機は，冷凍・空調分野で広く採用されているスクロール圧縮機とロータリ圧縮機である．その構造を，Fig.3.2-1 に，構成を Fig.3.2-2 に示す．いずれも冷媒ガスを吸入して加圧する圧縮機
構部，機構部を駆動するモータ，これらを収納する密閉ケーシングから構成されている．冷媒は，閉鎖された吸い込み室，圧縮室，吐出室を通して圧縮がなされ排出される．これらの過程で，高圧サイドから低圧サイドへの冷媒の漏れを考慮するとともに，作動室壁面との熱の授受，オイルの影響なども考慮するものとする．

Fixed scroll

Orbiting scroll

Scroll compressor4)

Rotary Compressor1)
Fig. 3.2-1 Scroll and Rotary type compressor
169圧縮機のモデリングにおいては，圧縮機内の熱流体的特性と軸受けや摺動部の機械的特性，インバー
ターやモータの電気的特性を考慮する必要がある．冷媒の性質に左右される部分は，圧縮機内部で圧縮される冷媒の熱流体特性であるため，この部分のモデリングが主たるものとなる．他の機械的特性，電気的特性については，冷媒によって大きな差が生じる部分ではないので，従来と同様に効率等を用いて表すものとする．

Fig. 3.2-2 Compressor model

3.2.2 圧縮室モデル
容積形圧縮機では冷媒を圧縮室に吸込み，その圧縮室に動力を与えて容積を小さくして吐出すること
により圧力を高める．冷媒を吸込み，圧縮，吐き出す過程で圧縮室内の状態量は刻一刻と変化する．Fig.
3.2-3 に示す様に圧縮室の容積変化に伴い内部に与えられる仕事，隣接した圧力が異なる室間の漏洩，冷媒と壁面，潤滑油間の伝熱を考慮する．また，冷媒と潤滑油は相変化せず，潤滑油の比容積は圧力によって変化しない．潤滑油は霧状になって均一に冷媒の中に存在しており潤滑油と壁面の熱伝達は無い
ものとする（壁面との熱の授受は，冷媒が代表して行うものとする）．
Discharge Port
&ValveFig. 3.2-3 Compression chamber model170

3.2.2.1 基礎式
圧縮室内の冷媒と潤滑油に関してそれぞれエネルギー方程式と連続の式 Eq. (3.2-1)-(3.2-4)が成り立
つ．
𝑑𝑀g 𝑢g= 𝑀̇g,i ℎg,i − (𝑀̇g,out + 𝑀̇g,dp)ℎg,o + 𝑊̇ − 𝑄̇gw − 𝑄̇gl(3.2-1)= 𝑀̇𝑙,𝑖 ℎ𝑙,𝑖 − (𝑀̇𝑙,𝑜 + 𝑀̇𝑙,𝑑𝑝 )ℎ𝑙,𝑜 + 𝑄̇𝑔𝑙(3.2-2)= 𝑀̇g,i − 𝑀̇g,o − 𝑀̇g,dp(3.2-3)= 𝑀̇l,i − 𝑀̇l,o − 𝑀̇l,dp(3.2-4)𝑑𝑡
𝑑𝑀𝑙 𝑢𝑙
𝑑𝑡
𝑑𝑀g
𝑑𝑡
𝑑𝑀l
𝑑𝑡

3.2.2.2 漏洩
圧縮機内において高圧部から低圧部に，それらを繋ぐ隙間を通じて冷媒ガスや潤滑油が流れ込む．それぞれの圧縮機における圧縮室間の漏洩路を Fig. 3.2-4，Fig. 3.2-5 に示す．
スクロール圧縮機における代表的な漏洩路は① スクロールラップ上面と相手側スクロールラップ底面との隙間（軸方向隙間 δa）② スクロールラップ側面の隙間（径方向隙間 δr）
ロータリ圧縮機における代表的な漏洩路は① ローリングピストンとシリンダとの径方向隙間② ベーンとシリンダ側面との端面方向隙間③ ローリングピストンとシリンダ側面との端面方向隙間④ ベーンとベーン溝との隙間
である．

②

①

Fig. 3.2-4 Leakage pass (scroll compressor ) 4)

Fig. 3.2-5 Leakage pass (rotary compressor)

漏洩路①②の流れ
高圧側の室から低圧側の室へと潤滑油が混じった冷媒が漏洩路①および漏洩路②を通じて流れ込む．
この漏洩は，圧縮性流体の流れ（Fig. 3.2-6）として扱う．藤原ら 2)のモデルと同様に，冷媒中に潤滑油が混合物として常に質量割合𝜑で含まれ(Eq. (3.2-5, 6)），冷媒と潤滑油の均質二相流で熱平衡が保たれているとし，みかけの比熱比(Eq. (3.2-9))を用いて Eq. (3.2-7)により漏洩量を求める．
171

𝑃1

𝜌1

𝑃2 𝜌2

Fig. 3.2-6 Nozzle flow (Compressible flow)𝑀̇𝑔 = (1 − 𝜑)𝑀̇(3.2-5)

𝑀̇𝑙 = 𝜑𝑀̇

(3.2-6)
2𝜅

𝑃

2
𝜅

𝑃

𝜅+1
𝜅

𝑐𝐴√𝜅−1 𝑃1 𝜌1 {(𝑃2 ) − (𝑃2)1

1}

(𝑃2 > 𝑃ch )(3.2-7)

𝑀̇ =
2

𝜅+1
𝜅−1

𝑐𝐴√𝑃1 𝜌1 𝜅 ( )𝜅+1{(𝑃2 ≦ 𝑃ch )

𝜅
𝜅−1

2

(3.2-8)𝑃ch = 𝑃1 (𝜅+1)𝜅=

𝐶ｐ Ｍｇ +Ｃｌ Ｍｌ(3.2-9)Ｃｖ Ｍｇ +Ｃｌ Ｍｌ

漏洩路③④の流れ
一方，ロータリ圧縮機のローリングピストン内側と駆動軸間に供給される潤滑油の一部がローリング
ピストンとシリンダ側面との端面方向隙間（漏洩路③）を通じて圧縮室内に漏れ込む．また，ベーン背面に作用する潤滑油がベーンとべーン溝との隙間を通じて圧縮室内に漏れ込む（漏洩路④）．これらの隙間を通る潤滑油の流れは粘性流体の流れ（層流）として次式で求める．
𝑏𝜌𝑀̇ 𝑙 = 12𝐿𝜇𝑙 (𝑃𝑖 − 𝑃𝑜 )𝛿 3

(3.2-10)𝑙3.2.2.3 熱の影響
冷媒と圧縮室壁面，潤滑油との伝熱量はそれぞれEq. (11)，(12)により求められる．冷媒と壁面との伝熱面積は圧縮室内側の表面積であり，上面，底面，側面の和を幾何パラメータによって求めることができる．冷媒と壁面の熱伝達率は円管内の強制対流熱伝達の式（Kays3））を用いてヌセルト数（Eq. (13)）
を求め算出する．
𝑄̇𝑔𝑤 = ℎ𝑔𝑤 𝑆𝑔𝑤 (𝑇𝑔 − 𝑇𝑤 )(3.2-11)𝑄̇𝑔𝑙 = ℎ𝑔𝑙 𝑆𝑔𝑙 (𝑇𝑔 − 𝑇𝑙 )(3.2-12)

𝑁𝑢 = 𝐶𝑅𝑒 𝑚 𝑃𝑟 𝑛 (𝐶 = 0.022, 𝑚 = 0.8, 𝑛 = 0.5)

(3.2-13)3.2.2.4 吐出弁（リリーフ弁）
吐出室から圧縮室への逆流を防ぐ機構である吐出弁は，圧縮室と吐出室の差圧が一定の圧力を超えると開き，吐出室へと冷媒ガスを排出する．モデルをFig.(3.2-7) に示す．弁の変位はEq. (3.2-14)，速度はEq. (3.215)で求められ，開口面積は変位に比例するとする．
172

𝑘𝑉

𝑟𝑉
𝑑𝑥𝑉

𝑃𝑑

𝑑𝑡

𝑚𝑉

𝑥𝑉

𝑑𝑣𝑉
𝑑𝑡

𝑃

(3.2-14)

= 𝑣𝑉
=

1
𝑚𝑉

(𝐹𝑔𝑣 − 𝑟𝑉 𝑣𝑉 − 𝑘𝑉 𝑥𝑉 )(3.2-15)

𝑀̇𝑑𝑝Fig. 3.2-7 Discharge (Relief ) Valve
3.2.3 対象冷媒
本研究では R410A とこれに代わる R32，R466A を主要対象冷媒とした．これら冷媒の組成と代表的な性状ならびに Table 3.2-1 に示す条件での理論的なサイクルにおける冷凍効果，COP，比熱比，密度を Table 3.2-2 に示す．
Table 3.2-1 Cycle condition of temperature
Condensing temperature
Evaporating temperature
Super heat
Sub cool

℃
℃
K
K

42
8.5
5
3

Table 3.2-2 Properties of refrigerant
Refrigerant
Composition (Mass %)GWP(AR4)

R410A

R32

R32/R125=50/50
2090

R466A

675

R32/R125/CF3I=49/11.5/39.5
733

R32=100

Safety classification

A1

A2L

A1

Specific heat ratio

1.38

1.49

1.43

Density(kg･m-3)

38.5

27.8

45.8

effect(kJ･kg-1)

165

250

149

Cooling effect(kJ･m-3)

6374

6953

6837

Theoretical COP

6.65

6.81

6.71

COP ratio

1.000

1.02

1.01

Coolinｇ

3.2.4 圧縮機シミュレーション
3.2.4.1 計算手法
R410A，R32，R466A の冷媒を用いて，家庭用空調機器向け圧縮機を想定したシミュレーションを行い，冷媒物性が圧縮機の特性に及ぼす影響を明らかにする．圧縮機の入口出口の条件を与え，圧縮室が形成されて吸込を開始してから吐出を終了するまでの状態量の変化を微小角度ごとにルンゲクッタ法
を用いて MATLAB 上で計算する．なお冷媒の物性値は REFPROP10 を用いて求める．計算に用いた圧縮機の仕様，計算条件を Table 3.2-3 に示す．スクロール圧縮機の行程容積は 8.0cc/rev，ロータリ圧
縮機の行程容積は 7.25cc/rev とした．

173

Table 3.2-3 Specifications of compressor simulation
scroll / rotary
8.0 / 7 .25
scroll / rotary
50 / 60

Displacement volume

cc

Rotational speed

rps

Evaporating temperature℃

8.5

Super heatK

5

Lubricant circulating ratio%

2.0

3.2.4.2 シミュレーション結果(i) 漏洩および伝熱の影響
凝縮温度を 42℃とした際の，スクロール圧縮機における漏洩の影響（漏洩路①）を Fig. 3.2-8 に示す．縦軸は吸込完了時の圧縮室内の冷媒質量に対する漏洩質量流量の割合であり，横軸は吸込開始からの回転角である．また，壁面との伝熱の影響を Fig. 3.2-9 に示す．縦軸は吸込完了時の圧縮室内の冷媒が持つ熱容量に対する伝熱量の割合であり，横軸は吸込開始からの回転角である．

Fig. 3.2-8 Leakage flow rate through leakage path① (scroll compressor)

Fig. 3.2-9 Heat transfer between gas and compression chamber wall (scroll compressor.)

174

同様にロータリ圧縮機における漏洩の影響（漏洩路①，②，③，④）を Fig. 3.2-10 に，伝熱の影響をFig. 3.2-11 に示す．

Leakage pass ①

Leakage pass ②

Leakage pass ③

Leakage pass ④

Fig. 3.2-10 Leakage flow rate through 4 different leakage paths (rotary compressor)

Fig. 3.2-11 Heat transfer between gas and compression chamber wall (rotary compressor)
以上の結果，R32 は R410A や R466A に比べて漏洩と伝熱の影響が大きいことが分かる．これは R32
が他の冷媒に比べ比熱比が大きいこと，密度が小さいことに起因していると考えられる．
(ii)圧縮機性能（凝縮温度（圧力比）の影響）
175

蒸発温度（0.08℃）を一定に保ち，凝縮温度を変化（圧力比を変化）させた際の特性を求めた．スク
ロール圧縮機における体積効率と断熱効率の変化を Fig. 3.2-12 に，ロータリ圧縮機における体積効率と断熱効率の変化を Fig. 3.2-13 に示す．いずれも R410A を用いて圧力比 2.4 において算出された効率との比（相対値）で表す．次いで吸入完了時の冷媒温度，吐出時の冷媒温度をロータリ圧縮機の場合を例に，吸入冷媒の温度との比（相対値）として Fig. 3.2-14 に示す．

Fig. 3.2-12 Performance of scroll compressor (50Hz)

Fig. 3.2-13 Performance of rotary compressor (60Hz)

Fig. 3.2-14 Suction cpl. and discharge tempearture ( rotary comp. 60Hz)
横軸は吸込圧力と吐出圧力の比（圧力比）である．吸込完了時（Suction cpl.）の冷媒温度と吐出時の冷媒温度は圧力比が大きいほど高くなり．体積効率は圧力比が大きくなるにつれ低下する．断熱効率はスクロール圧縮機では圧力比が 2.4 前後，ロータリ圧縮機では 2.0 近傍で最大値を示した．
176

冷媒が R466A の場合，体積効率は R410A とほぼ同等の特性を示し，断熱効率は若干高い結果が得られた．一方 R32 の場合は，R410A と比べていずれの圧縮機においても吸込完了時および吐出時の冷媒温度が高く，体積効率は 2~5%，断熱効率は 1~3%程度低下した．これは他の冷媒に比べ R32 の比熱比が大きいこと，密度が小さいことなどが主因と考えられ．
3.2.5 実験による検討
3.2.5.1 性能試験装置
Fig. 3.2-15 に示す冷媒回路を用いて小型のルームエアコン用スクロール圧縮機およびロータリ圧縮機を駆動して性能試験を行った．R410A，R32 を用いて試験を行うことで冷媒物性の違いによる圧縮機
性能の違いを明らかにし，シミュレーション結果との比較を行いモデルの妥当性を検証した．

Fig. 3.2-15 Compressor test stand3.2.5.2 試験結果
吸入圧力を一定に保ち，吐出圧力を変化させて圧力比をパラメータとして圧縮機の特性を試験した．
スクロール圧縮機による R410A と R32 を用いた 50Ｈz での試験結果を Fig. 3.2-16 に，ロータリ圧縮機による R410A を用いた 50Hz での試験結果を Fig. 3.2-17 に，R410A と R32 を用いた 60Hz での試験結果を Fig. 3.2-18 にシミュレーション結果と共に示す．いずれも R410A を用いて圧力比 2.4 におけるシミュレーションにより算出された効率との比（相対値）で表した．
体積効率は圧力比が大きくなるにつれ一様に減少し，R32 を用いた場合は R410A と比べて減少割合が大きくなる．一方，圧縮機全効率はスクロール圧縮機では圧力比 2.5 前後で，ロータリ圧縮機では圧力比 2.0 近辺で最大となった．同様の条件でのシミュレーション結果と比較すると，差異の大きさは多少異なるが，シミュレーションによりほぼ妥当な結果が得られることが確認された．

Fig. 3.2-16 Results of experiment and simulation (scroll comp. 50Hz : R410A, R32)

177

Fig. 3.2-17 Results of experiment and simulation (rotaryl comp. 50Hz : R410A)

Fig. 3.2-18 Results of experiment and simulation (rotary comp. 60Hz : R410A, R32)

3.2.6 サイクルシミュレーションによる検討
3.2.6.1 計算手法
冷媒R410A，R32，R466Aを対象に家庭用エアコンの冷房運転を想定して，圧縮機シミュレーションにより算出した体積効率，断熱効率を用いてサイクルシミュレーション（EFM＋M）20)を行い，冷媒物性がサイクル特性に及ぼす影響を明らかにする．冷媒の物性値はREFPROP10を用いる．
Table 3.2-4 に示す冷房標準条件で冷房能力が2.8kWとなるようにそれぞれの冷媒に応じて圧縮機の行程容積を決定し，COPが最大となるように冷媒充填量を定めた（Table 3.2-5）．
Table 3.2-4 Specifications of heat pump cycle simulation
Cooling capacity

kW

2.8

rps

Scroll / Rotary
50 / 60

W

20

W

40

Indoor temperature℃

27

Outdoor temperature℃

35

Compressor
rotational speed
Indoor fan
power consumption
Outdoor fan
power consumption

178

Table 3.2-5 Condition of calculation
Refrigerant
R410A
R32
R466A

Mass charge
kg
0.87
0.66
0.92

Displacement volume
Scroll / Rotary cc
8.00 / 7.25
7.50 / 6.80
7.95 / 7.20

3.2.6.2 シミュレーション結果
室内温度を27℃に保ち外気温度を変化させた際の冷房能力の推移とCOPの変化を以下に示す．
Fig. 3.2-19 Fig. 3.2-20 はスクロール圧縮機を用いた例であり，Fig. 3.2-21，Fig. 3.2-22 はロータリ
圧縮機を用いた例である．いずれも外気温度が高くなるにつれて冷房能力，COPはそれぞれ低下する．R32を用いた場合COPはR410Aより4~5%高く，R466AではR410Aとほぼ同等な結果が得られた．
また，外気温度が高い条件では，R32が他の冷媒に比べてやや高い冷房能力が得られた．

Fig. 3.2-19

Cooling capacity (scroll comp.)

Fig. 3.2-20

Fig. 3.2-21 Cooling capacity (rotary comp.)

Cycle COP (scroll comp.)

Fig3.2-22 Cycle COP (rotary comp.)

3.2.7 まとめ冷媒による特性を比較評価できる圧縮機シミュレーションモデルを構築し，家庭用R410ルームエア
コンを対象に，3種類の冷媒（R410A，R32，R466A）を用いて圧縮機シミュレーション，性能試験およびサイクルシミュレーションを行い以下の結論を得た．

179

(1) 圧縮機シミュレーションの結果，R32を用いた際はR410Aに比べて漏れや伝熱の影響が大きく，体積効率や断熱効率が低下するなど，構築したモデルにより冷媒物性が圧縮機特性に及ぼす影響を適正に評価できることを確認した．
(2) ルームエアコン用スクロール圧縮機およびロータリ圧縮機を用いた性能試験の結果，圧縮機シミュ
レーション結果と概ね同等の傾向が得られ，モデルの妥当性が確認された．
(3) サイクルシミュレーションに圧縮機シミュレーションの結果を反映させることにより，より実際に近い冷媒の性状を踏まえたサイクル特性評価が可能となる．

NOMENCLATURE
A
c
h
h
M
N
P
Q
S
T
t
u
V

v
W
x
Pr
Nu
Re
η
θ
κ
ρ
φ

: velocity, m･s-1: work, kJ: vane displacement, m: Prandtl number, : Nusselt number, : Reynolds number, : efficiency, : rotational angle, rad: specific heat ratio, :density, kg･m-3: mass ratio, -o: outer

dp
s
sc
th
w

: discharge port
: suction: suction completed: theoretical: wall: leakage pass area, m2: flow coefficient, : specific enthalpy, kJ･kg-1: heat transfer coefficient, kW･m-2･K-1: mass, kg: compressor rotational speed, s-1: pressure, Pa: heat transfer, kJ: surface area, m2: temperature, K: time, s: specific internal energy, kJ･kg-1: volume, m3

SUBSCRIPTS
a
ad
ch
d
l
mech
mot

: axial: adiabatic: choke: discharge: lubricant: mechanical: motor

参考文献
1) JSRAE , “Compressor for Air conditioning and Refrigeration “, JSRAE Technical Book series, (2018), pp. 1-33, 51-79, 83-98, 187202.
2) Fujiwara M., Kasuya K., Matsunaga T., Watanabe M., “Performance Analysis of Screw Compressor”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng.,
Vol.51, No.466, pp1816-1824 (1985). (in Japanese)
3) W. M. Kays and M. E. Crawford, Convective Heat and Mass Transfer, McGraw-Hill, (1980), pp. 238–248.
4) Tojo K., Ikegawa M., Maeda N., Machida S., Shiibayashi M., Uchikawa N., “Computer Modeling of Scroll Compressor with SelfAdjusting Back Pressure Mechanism”, Proc of the 8th Int. Comp. Eng. Conf. at Purdue (1986).
5) Suefuji K., Shiibayashi M., Tojo K., “Performance Analysis of Hermetic Scroll Compressor”, Trans. JAR, Vol.10, No2, pp.319-326(1993). (in Japanese)
6) Chen Y., Groll E. A., Halm N. P., Braun J. E., “A Comprehensive Model of Scroll Compressor”, Int. Journal of Refrigeration., Vol.25,
PP.731-750 (2002).
7) Itoh T., Fujitani M., Sakai Y., “Leakage Characteristics of Scroll Compressor by Two Phase Flow Model in Consideration of Wall
Oil Film Thickness”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng., Vol.68, No.671 (2002). (in Japanese)
8) Kawamura R., Iwatake W., Shimizu M., Tatsuwaki K., “Analysis of Thermal Fluid Behavior during Compression Process of Scroll
Compressor”, Mitsubishi Denki Gihou, 93(6), pp.27-30 (2019). (in Japanese)9) Tojo K., “Evolution and Future Prospects of Scroll Compressor Technology”, Trans. JAR, Vol.37, No2, pp.123-144 (2020). (inJapanese)

18010) Bell I. H., Lemort V., Groll E. A., Braum J. E., King G. B., Horton W. Tr., “Liquid-flooded Compression and Expansion in Scroll
Compressor”, Int. Journal of Refrigeration, Vol.35, pp. 1878-1889 (2012).
11) Shimizu T., Shiga T., Tyuu I., ”Some Investigation on the Pressure Change Characteristics of a Rotary Compressor”, Trans. JAR,
Vol.50，No. 573 (1975). (in Japanese)
12) Tojo K., Kan T, Arai A., “Dynamic Behavior of Sliding Vane in Small Rotary Compressors", Proc of the 3rd Int. Comp. Eng. Conf.
at Purdue (1978).
13) Yanagisawa T., “Leakage Loss Analysis of Rotary Compressor (1)”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng., Vol.48, No. 426 (1982). (inJapanese)
14) Yanagisawa T., Shimizu T., Nakamura M., “Leakage Loss Analysis of Rotary Compressor (2)”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng., Vol.48,
No. 431 (1982). (in Japanese)15) Yanagisawa T., “Piston behavior and Mechanical Loss Analysis of Rotary Compressor”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng., Vol.48, No.
429 (1982). (in Japanese)16) Nakamura M., Hata H., Nakamura Y., Endo T., Izuka K., “Study on Vibration Reduction of a Rolling Piston-Type Compressor by
Motor Torque Control”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng., Vol.56, No. 522 (1990). (in Japanese)17) Fukuta M., Yanagisaw T., Shimizu T., Suzuki Y., “Mathmatical Model of Vane Compressors for Computer Simulation ofAutomotive Air Conditioning Cycle”, Trans. Jpn. Soc. Mech. Eng., Vol.59, No. 561 (1993). (in Japanese)18) Matsui M., et al., ” Development of High-Efficiency Technology of Two-Stage Rotary Expander for CO2 Refrigerant”, Proc of the
19th Int. Comp. Eng. Conf. at Purdue, C1237 (2008)19) Shida S., Shishimoto T., Toda H., “A3 and A4 Series Compact Large-Capacity Rotary Compressors for VRF Air-Conditioning
Systems”, TOSHIBA Revie, Vol. 75, No. 4（2020. (in Japanese)20) K. Ohno, K. Saito, Proceedings of the 46th Japanese Joint Conference on Air-conditioning and Refrigeration, 119 (2012).

181

3.3 膨張弁
本節では，システムの解析に利用可能な膨張弁の特性予測式の作成について説明する．
エアコンの構成要素の 1 つである電子膨張弁の役割は，圧縮機に流入する冷媒の過熱度を確保し，圧縮機荷役冷媒が流入しないようにすることである．
冷房運転を例に考えると，弁の一般的な特性により，膨張弁の弁開度を絞ることで，膨張弁を流れる
冷媒の流量が小さくなり，前後の圧力差は大きくなる．流量が小さくなると，蒸発器で冷媒が蒸発しやすくなり，蒸発器出口（≒圧縮機入口）での過熱度が大きくなる．弁開度を大きくした場合はその逆で，過熱度は小さくなる．
このように，膨張弁による過熱度制御は，エアコンの制御において非常に重要な役割を担っていると言える．エアコンが通常に運転に運転している状態では，膨張弁入口において，冷媒は過冷却状態となっている．過冷却状態で膨張弁に流入した冷媒は膨張弁にて等エンタルピ膨張して減圧される．エアコ
ンに用いられる冷媒では，膨張弁において減圧された冷媒は，湿り蒸気になる．つまり，膨張の過程で相変化が生じていることを意味している．膨張弁の特性（弁開度，流量，圧力差の関係）は，弁の最峡部を流体がどのように通過するのかに大きく依存することが知られており，膨張の過程での相変化とこの最峡部との関係が重要であると言える．
さらに，エアコンの現実の運転状況を考えると，膨張弁入口において冷媒が常に過冷却状態となっているわけではなく，冷媒が気液二相状態となる場合もある．これは例えば，運転状態の比較的早い非定常的変動，つまり，起動・停止，設定温度変更，室内負荷の急変などの状況において起こりうる．
従来のエアコン全体のシミュレーションにおいてよく用いられてきた，膨張弁前後の圧力差と流量の関係は次式のようなものがある．

𝑚̇ = 𝑐𝑑 𝐴√𝜌𝑖 (𝑃𝑖 − 𝑃𝑜 )(3.3-1)

上式は，膨張弁を流れる流体の非圧縮性を仮定してベルヌーイの法則から得られる単純なものである
が，通常の運転状態で膨張弁入口の冷媒が過冷却液となるような条件下において，よく利用されてきた．
𝑐𝑑 は流量係数であり，簡便な予測では一定値として扱われることも多いが，実際のエアコンの幅広い運
転状態の性能・特性を予測しようとした場合には，状況に応じて流量係数を変化さえるのがよいとされている．
そこで，エアコンの数値シミュレーションに供しうる多様な条件下において適用可能な膨張弁の流量係数予測式の作成を試みた．
3.3.1 実 験
Fig. 3.3-1 に，本実験で対象とする電子膨張弁の写真を示す．この膨張弁は家庭用エアコンに広く用いられている一般的なものを採用している．膨張弁開度は図中のニードルを上部のステッピングモータ
により上下することで調節することができる．
Fig. 3.3-2 に，実験装置の写真を示す．また，Fig. 3.3-3 に，実験装置のフロー図を示す．本実験装
置は，蒸気圧縮式ヒートポンプサイクルを構成しており，このサイクルにおける電子膨張弁が本研究の対象である．
本研究では，膨張弁の相関式を作成するにあたり，前述のような広範囲な条件下での膨張弁の特性を把握する必要がある．そのために実験装置にいくつかの工夫を施してある．
まず，膨張弁出口圧力を任意に設定できるように，膨張弁下部にニードルバルブを設置し，実験装置の低圧・高圧の圧力を変えずに膨張弁出口圧力を変更できるようにした．
また，膨張弁を流れる流量を任意に設定できるように，膨張弁入口部からバイパス管と流量調節弁を設けた． さらに，膨張弁入口を湿り蒸気にするために，凝縮器で一度過冷却状態にした冷媒を，膨張
弁入口部に設置した電気ヒーターで加熱することで，任意の乾き度の湿り蒸気に設定できるようにした．
なお，膨張弁における圧縮機潤滑油の影響をできるだけ低減するために，オイルセパレータを設置してある．
蒸発器，凝縮器では，それぞれ冷水・冷却水との熱交換を行う．本装置の外部には，冷水タンク，冷却水タンク，温度調節用チラー，温度調節用ボイラなどが設置されており，任意の温度，流量の冷水，
182

冷却水をこの実験装置に供給できるようになっている．
膨張弁の特性把握に関わる主な計測点は次の通りである．膨張弁入口および出口圧力は静電容量式圧力計により計測する．膨張弁入口温度は白金促音低個体により計測する．膨張弁入口流量は，コリオリ式流量計により計測する．
入口状態が過冷却液の場合は，その圧力と温度から物性関数（REFPROP10）を用いて密度を算出する．
一方，入口状態が湿り蒸気の場合は，電気ヒーターの入熱量を用いて熱バランスから入口乾き度を算出
する．

(a) Cut-model of expansion valve (b) Close up of throat and needle
Fig. 3.3-1 Photos of expansion valve used in the experimentFig. 3.3-2 Experimental apparatus

Fig. 3.3-3 Flow diagram of experimental apparatus

3.3.2 実験条件
Table 3.3-1 に，実験条件を示す．本研究では冷媒として R32 を使用する．実験のパラメータは，弁開度，入口圧力，入口過冷却度，入口出口差圧である．Fig. 3.3-4 に，実験条件を図示する．Fig. 3.3-4 (a)は，差圧と得られた質量流量の関係である．これは，PQ 線図上に，抵抗要素である膨張弁の抵抗値を示したことを意味する．右上がりに連なる一連のプロットは抵抗曲線を描いている．また，Fig. 3.3-4 (b)は，入口圧力と過冷却度を示したものである．本実験では入口圧力も広範囲で実験を行っている．
なお，本実験で取得したデータ数は，2827 点である．

183

2.5

3

2

2.5

1.5

Pi

D P MPa

Table 3.3-1 Experimental condition
Refrigerant
R32
Valve opening, %7.0 – 20.0
Inlet pressure, MPa
1.4 – 2.9
Inlet subcooling, K
0 – 12.1
Pressure difference, MPa
0.4 – 2.0

2

1

1.5

0.5
0
10

20

30

40

1

50

0

2

4

6

8

10

12

m kg/hTsc K(a) Pressure difference and mass flow rate(b) Inlet pressure and degree of subcoolingFig. 3.3-4 Experimental condition
3.3.3 実験結果
3.3.3.1 実験データの評価方法
本実験では，膨張弁の特性を表す指標に，次式によって定義される流量係数を用いる．
𝑐𝑑 =𝑚̇𝐴√𝜌𝑖 (𝑃𝑖 − 𝑃𝑜 )(3.3-2)

この流量係数と弁開度，入口状態量，差圧，流量との相関関係を分析して，最終的に流量係数とそれらの物理量との相関式を作成する．
3.3.3.2 実験データの相関関係
Fig. 3.3-5 に，流量係数，入口圧力，質量流量，弁開度，入口過冷却度，差圧の相関関係図を示す．この結果より，全体として，線形的な相関があるもの，曲線的な相関があるもの，優位な相関がみられないものに分けられる．流量係数に注目すると，入口圧力と差圧には負の線形的な相関，質量流量には正の線形的な相関，弁開度には上に凸の曲線的な相関がみられる．過冷却度には大きな相関は見られなかった．
3.3.3.3 流量係数の実験相関式とその精度
実験データの相関関係を分析し，Eq. (3.3-2)のような流量係数の実験相関式を作成した．Table
3.3-1 は，式中の各地巣の値である．
弁開度𝑧は唯一，流量係数に対して曲線的な相関があるため，2 次曲線近似を行った．なお，弁開度
においては，実験データを総合的に分析した結果，流量を 0 にする下限値𝑧0，また，それ以上あげても流量に変化が生じない開度𝑧𝑓𝑜 が，それぞれ存在することが分かった．これらの値を用いて弁開度は184

無次元化している．
差圧，入口圧力，入口過冷却度，質量流量の影響項は 1 次近似とした．また，圧力と温度は，それぞれ臨界圧力と臨界温度で無次元化した．ただし，本研究で行った実験の範囲内では，入口圧力の違
いが流量係数に与える影響は，他のパラメータに比べて十分に小さいため，その係数は 0 とした．
この相関式の精度を検証するため，相関式から算出した流量係数と実験値である流量係数を，全デー
タを用いて比較する．Fig. 3.3-6 に，相関式による予測値と実験値の比較を示す．また，相対誤差が10 %となるラインも併記する．これをほぼすべてのデータにおいて，予測値と実験値の相対誤差が 10 %以内となっていることが分かる．また，相対誤差の平均値は 1.83 %であった．
Fig. 3.3-7 には，流量係数の値と相対誤差の関係を示す．この結果より，流量係数が 0.45 付近となる
とき最も相対誤差が大きくなり．0.7 付近で最も小さいことが分かる．
3.3.3.4 実験値と実験相関式との比較
ここでは，前節で提示した流用係数の実験相関式 Eq. (3.3-2)に，各パラメータの実験値を入力し艇得られた流量係数と，実験値である流量係数の比較を行った．これによって，本相関式が，膨張弁の特性の予測に供しうるか検証した．Fig. 3.3-7 に比較結果を示す．黒いプロットが実験値，赤いプロットが相関式を使った予測値である．まず全体として，本実験の範囲内では，各パラメータが流量係数に与える影響をよく再現できていると判断できる．特に，開度の影響については，実験値に沿ったカーブが表現できていると言え，これは，本相関式がシステムの制御検討などにも供しうることを示唆している．

Fig. 3.3-5 Correlation diagram of experimental data

𝑐𝑑 = 𝑎𝑧 (

2

𝑧−𝑧0
𝑧𝑓𝑜

∆𝑃

𝑃

𝑐

𝑐

𝑚̇

𝑇

) + 𝑎∆𝑃 ( ) + 𝑎𝑃𝑖 ( 𝑖 ) + 𝑎 𝑇𝑠𝑐 ( 𝑠𝑐) + 𝑎𝑚̇ ( ̇
−𝑧
𝑃
𝑃
𝑇
𝑚
0

𝑐

185

𝑚𝑎𝑥

) + 𝑎0(3.3-2)

Table 3.3-1 Values of constants in Eq(3.3-2)-0.05537𝑎𝑧-0.8425
𝑎∆𝑃
𝑎𝑃𝑖
0
𝑎 𝑇𝑠𝑐
1.571
0.3250𝑎𝑚̇
0.6606
𝑎0
0.13
𝑧0
𝑧𝑓𝑜
0.2
0.3250𝑚̇𝑚𝑎𝑥
3.3.4 まとめ冷媒として R32 を用いた場合の家庭用エアコンの膨張弁を対象に，その膨張弁の特性に影響を与える
パラメータと膨張弁の特性を表す重要な指標である流量係数の相関関係を明らかにし，分析することで流量係数の相関式作成を」試みた．その結果以下のようなまとめを得た．
(1) 膨張弁開度，入口圧力，入口過冷却度，差圧，質量流量を様々に変えた実験を行い，3000 点近いデータを取得し，それらの相関関係を定量的に整理することができた．
(2) その結果，弁開度と流量係数の間には 2 次関数的な相関があることが分かり，また，その他のパラメータとの間には 1 次関数的な相関がみられた．
(3) これらの結果をもとに，相関式を作成し，その精度を検証した結果，今回行った実験条件の範囲内
では，ほぼすべてのデータを相対誤差 10%いないでよく再現できていることが分かった．
以上より，この膨張弁を構成要素に含むシステムの性能予測，挙動解析などに供しうる，流量係数の実験相関式が作成できたと言える．

20
+1
0

%

1

0
-1

%

Relative error of Cd

Predicted Cd

0.8

0.6

0.4

0.2
0.2

0.4

0.6

0.8

10

0

-10

-20
0.4

1

0.5

0.6

0.7

0.8

Measured Cd

Measured Cd

Fig. 3.3-6 Accuracy of experimental correlation equation

186

Fig. 3.3-7 Relative errors

0.9

1

0.9

Measured and predicted Cd

Measured and predicted Cd

0.9

0.8

0.7

0.6
Measured
Predicted
0.5

0.08

0.1

0.12 0.14 0.16 0.18

0.8

0.7

0.6

0.5

0.2

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

z

DP

(a) Effect of valve opening(b) Effect of pressure difference
0.9

Measured and predicted Cd

0.9

Measured and predicted Cd

Measured
Predicted

0.8

0.7

0.6
Measured
Predicted
0.5
15

20

25

30

35

40

0.8

0.7

0.6
Measured
Predicted
0.5

45

0

2

4

6

8

10

12

m

Tsc deg.C(c) Effect of mass flow rate(d) Effect of degree of subcoolingFig. 3.3-7 Comparison between the predicted flow coefficients using Eq. (3.3-2) and measured flow coefficientsNOMENCLATURE
𝐴
𝑐𝑑
𝑚̇
P
ΔP

: area, m3: flow coefficient, : mass flow rate, kg/s
: pressure, Pa: pressure difference, Pa

𝑚̇
T
Tsc
ρ

: mass flow rate, kg/s
: temperature, K: degree of subcooling, K:density, kg･m-3

SUBSCRIPMTSc: critical pointmax: maximumfoi: fully opened: inleto: outlet187

4.システム解析
4.1 システムのデータ取得
4.1.1 エミュレーター式負荷試験装置の開発
4.1.1.1 概要
エアコンディショナにおいては，熱交換器や圧縮機等のデバイスの性能向上が進むとともに，インバーターの導入など様々な技術革新が進み 1)2)3)4)5)，年間の性能が大幅に向上している．これにより，例えば JIS で規定された年間の性能を表す APF6)は，7.0 を超え，ほぼ限界の値に達しているとの見解もある 7)8)9)．一方で，その評価方法の問題点も明らかにされつつある．
エアコンディショナは搭載された制御系によって圧縮機の回転数や膨張弁開度などを時々刻々と運転状態に対して適切に変化させながら動的状態で運転されている．それにもかかわらず，JIS をはじめとした国際規格では，圧縮機の回転数を一定とすることにより，制御系の中核となる室内空気温度制御を除外した定常状態における数点の運転データから推定されている．これは，性能試験装置の大きさや制御性能によってエアコンディショナの性能が大きく影響を受けてしまうため，性能試験装置によらず再現性ある形で，かつ，短時間で効率的に機器の性能を把握することを優先しているためである．
このような定常状態での簡略化した年間性能は，実運転性能と大きな乖離があることが指摘され，実効ある省エネルギーや CO2 排出量削減を推進する上で，問題視されている．これは，単なる評価上の問題ではなく，実運転性能が正しく評価されないことによって，メーカーによる新たな機器開発意欲をそぎ，機器性能向上へのボトルネックにもなっている．このような状況こそが，カーボンニュートラル実
現に向けて冷凍空調分野が抱えている最大の課題の一つといえる．
このような課題をクリアーするためには，機器の動的性能を把握する必要があるが，動的性能は，異なる試験室においても同一の機器であれば，同一の動的性能が得られなければならない．このためには，動的性能に大きな影響を与える建物負荷や建物の熱容量等の建物側の試験条件を何らかの形で補償し，性能試験装置によらず，再現性ある形で与える必要がある．
当然，ハードウエアとしてこのような条件を同一とすることはほぼ不可能である．例えば，動的性能評価手法も提案されているが 10)，同一機器にも関わらず性能試験装置によって動的性能が変動してしまうことが問題とされている．
そこで，本研究では，定常をベースとした性能試験方法を一新し，建物の空調条件は，ソフトウエア
としてのエミュレーターによりバーチャルに計算することによって補償し，動的性能を再現性ある形で評価できる新たな性能試験法の確立を目指す．
ここでは，エミュレーターを搭載した画期的な性能試験装置を開発するとともにその健全性を評価する．このような試験法が実現できれば，従来の試験装置を有効活用しながらもエアコンディショナの製品規格としての性能から機器使用者が求める実際に機器を設置した際の実運転性能までを統一的に評価可能な試験装置となる．
すでにダクト型の試験装置で検討を進めてきたが 11)，本研究では，カロリーメーターをベースとした
試験室を用いて高精度に機器の動的性能を評価可能な性能試験装置を開発する．
ここでは，この試験装置のコンセプトや構成，さらには，その健全性や具体的に機器の動的運転性能を評価した結果を報告する．
4.1.1.2 空調負荷や機器性能の考え方
エアコンディショナの動的転性能を検討するために，建物内のエネルギーフローの基本的な考え方を整理し，必要なパラメータを定義する．Fig. 6.1.3-1 には，建物内でのエネルギーのやり取りを図示する．
図中に示すように夏場を想定すると，建物には，外気や太陽から壁や窓を通じた伝熱や，換気が持ち込む外気によって熱が侵入する．また，人間により熱や蒸気等が発生する．これらを総合して「建物負荷」と呼ぶこととする．
また，図中の赤の破線で示すように建物内では，エアコンディショナからの供給空気の状態に影響されながら，建物負荷だけでなく室内の空気量や什器，壁等の建物側の熱容量により室内温度が変化する．
このように建物負荷や建物の温度の変化の状態を決める建物固有の条件を「建物側空調条件」と呼ぶこととする．
これに対して，エアコンディショナ側では，室内空気が吸込み空気として取り込まれるとともに冷却される．冷却された吹出空気は，供給空気として再び建物内に送られる．この際のエアコンディショナの冷却量を「空調負荷」と呼ぶこととする．このような青で囲まれたエアコンディショナの運転状態を決める条件を「機器側空調条件」とよぶこととする．
188

Return air

Air-conditioning capacity
QAC

Thermal mass

 Mc

Target room
air temp.

pdTRoomdt

Building load  QBL

W

TOA
Supply air
TOA

Room-side
air condition

Air conditioner-side
air condition

Fig. 4.1.1-1 Heat flow inside a building during the summer

Fig.4.1.1-2 には，建物や空調負荷，室内温度の変化の様子の模式図を示している．

Fig. 4.1.1-2 Load and temperature changes inside a building

このように動的状態では，静的な状態とは異なり，「建物負荷」と「空調負荷」は，異なるとともに，それらの差が建物内の熱容量に影響を受けながら室内空気の温度変化を生み出す．

Fig. 4.1.1-3 Air conditioner control method

また，動的性能評価とは，制御性能を評価することでもある．Fig. 4.1.1-3 に示すようにエアコンディ
ショナによる主要制御である室内空気温度制御は，機器だけではなく，建物をも含めたトータルとして制御が実施されており，「建物側空調条件」が制御性能に大きく影響する．このため，「建物側空調条件」
を何らかの形で補償し，同一にしなければ，同様の機器性能は得られない．
なお，説明をわかりやすくするためにここでは熱のやり取りについて主として説明をしたが，湿度す
なわち水分の物質バランスに対しても「建物側空調条件」，「エアコン側空調条件」が密接に相互影響するため，当然それらを考慮する必要があることを付記する．
189

4.1.1.3 現行の代表的な性能試験装置
エアコンディショナの現行の性能試験装置は，カロリーメーターとも呼ばれ，エアコンディショナの定常的な空調能力を測定するために開発されてきた．現行の性能試験装置を大別すると「空気エンタル
ピー形」と「バランス形」の性能試験装置に分類される．
これらは，圧縮機の回転数を固定した定常状態での試験を前提としていることに注意が必要である．これらの特徴，測定原理，さらには，これらを用いて動的運転性能を把握しようとすると生じる課題について述べる．
(1) 空気エンタルピー形試験装置
空気エンタルピー形試験装置を Fig. 4.1.1-4 に示す．この装置は室内機を設置する室内機室と室外機を設置する室外機室からなる．また，両室には条件発生器が設置されており，室内が所定の温湿度となるように制御される．
本装置の特徴は，エアコンディショナの吹出空気の状態としての温湿度，風量を計測することによって直接エアコンディショナの空調負荷を計測することにある．ただし，風量の測定が容易ではないため，次に示すバランス形と比べると若干精度が低下するとされてきたが，近年では，ほぼ同様の精度が出せるようになっている．
この装置でエアコンディショナの動的性能を把握しようとすると，「建物側空調条件」を試験装置によらず同様に与えられる方法を導入しなければ，試験装置によって機器の性能が異なってしまう．

Fig. 4.1.1-5 Balance test facility12)

Fig. 4.1.1-4 Air enthalpy test facility12)(2) バランス形試験装置
バランス形試験装置を Fig. 4.1.1-5 に示す．この装置も室内機室と室外機室から成り立っており，両室とも条件発生器が設置され，室内温湿度が一定となるように制御されている．
本装置の特徴は，室内機室に設置された条件発生器での負荷量を測定可能としており，定常であれば，それがエアコンディショナの空調負荷と等しくなることから，空調負荷を間接的に測定することにある．
このようにエアコンディショナと建物負荷をバランスさせて間接的にエアコンの空調負荷を測定するという意味でバランス形と呼ばれている．また，両室の室外にも空間を設け，室内の空気温度と等し
い温度とすることによって，室壁を通じた熱の漏洩を防止している．
本装置でも室内空気の温湿度変化に影響を与える「建物側空調条件」を試験室が異なっても同様とす
る手立てを打たなければ，試験装置によってエアコンディショナの性能が異なってしまうことは空気エンタルピー形と同様である．
4.1.1.4 提案する動的性能試験装置
ここでは，以上のような従来の試験装置の課題も踏まえ，新たにエミュレーター式性能試験装置を開発する．
(1) 評価装置の基本概念
Fig. 4.1.1-6 には，試験装置の基本的な概念を示している．また，この試験装置器で機器を動的に駆動する際の制御系を Fig. 4.1.1-7 に示している．すでに述べたように赤枠で示した「建物側空調条件」がエアコンディショナの動的性能に，大きな影響を与えるため，たとえ，試験装置が異なってもこれらを同一にしなければ，試験装置が異なるごとに動的運転性能が異なる結果を生じてしまう．

190

Fig. 4.1.1-6 Dynamic performance test method for air conditioners
HardwareSoft ware Object (Building)Air-conditioner

Building load

Tsh,setTroom,setController
Controller

Tsh

a
n

A-D converter

Tsa

Measurement
xsa
chamber

Refrigeration cycle

Thermal Mc dTRoom p dtcapacity
Internal
heat

Troom

Building(Emulator)

Condition
generator
D-A converter

Fig. 4.1.1-7 Air conditioner control system considering dynamic conditions

しかし，動的な運転では，試験装置の壁や設置した計測用機材の熱容量，試験装置の大きさ等多くの影響因子があるため，ハード的にこの条件を同一とすることは不可能といってもよい．
そこで，「建物側空調条件」は，計算機で仮想的に導出することによって，試験装置による差を補償できる新たな試験方法を考案した．
当然，エアコンディショナの空調負荷や消費電力は直接測定する必要があるため，機器を試験装置に設置し，実際に測定を実施する．計算機において仮想的に「建物側空調条件」を計算するソフトウエア
をエミュレーターとよぶ．
「機器側空調条件」は，エミュレーターで計算された室内空気条件に基づいて条件発生器で，実際の室内空気として生成される．エアコンディショナで生成された吹出空気は，測定チャンバーで測定されるとともにデジタル信号としてエミュレーターへ送られる．
このように条件発生器や測定チャンバーは負荷の発生や能力を測定する機器と考えるのではなく，エミュレーターと性能評価装置の間を取り持つ D-A, A-D 変換器としての役割を担う機器と考えると非常に理解しやすくなる．
この方式の最大の特徴は，試験装置側では，空気エンタルピー形を採用した試験装置であれば，そのまま用いることができる．バランス形を用いた試験装置であれば，測定チャンバーを導入することによってそのまま用いることができることにある．また，エミュレーターの数理モデルを変えることにより静特性はもちろんのこと多様な条件での動特性まで評価が可能となる．
以上のように提案方式は，従来の試験装置もそのまま活用できるだけではなく，例えばエミュレータ
ーを統一化することで製品開発側の規格における試験装置として容易に対応することができる．また，191

実建物を想定したエミュレーターを作成することによって，実運転を想定した性能も測定することもできる．これにより，世界中の建物や気象条件を与えることによって他国におけるエアコンディショナの
実運転性能を分析することも可能となる．
このように製品開発側の規格から，ユーザー側が必要とする実運転を想定した動的性能まで同様の試験装置で評価することができる．まさに統一された試験装置ともいえるであろう．
(2) 試験装置の構成
評価装置全体は Fig. 4.1.1-8 のように構成されている．ハードウエアとしては，試験装置と計算機から構成されている．計算機には，建物空気条件を計算するソフトウエアとしてのエミュレーターがインストールされている．
すでに述べたように，条件発生器では，ルームエミュレーターで計算された室内空気状態となるように実際の室内空気の状態が生成される．エアコンディショナで生成された吹出空気は，測定チャンバー
で計測されるとともにデジタル信号としてエミュレーターへ送られる．

Fig. 4.1.1-8 Proposed hybrid dynamic test facility(3) 試験装置の仕様
Table 4.1.1-1 に試験装置の仕様を示す．外観図を Fig. 4.1.1-9 に，室内機の測定チャンバーを Fig. 4.1.110 に示す．室内機室の空気フロー図を Fig. 4.1.1-11 に，室外機室の空気フロー図を Fig. 4.1.1-12 にそれ
ぞれ示す．
Table 4.1.1-1 Specifications of the hybrid dynamic test facility
Measurable capacity range
Up to 5 HP (14 kW)
Settable outdoor temperature-7–46 ℃
range
Explosion-proof
Included
0.2 ± 0.1 m/s
Cross wind speed(JIS testing of showcases)
7 m (D) × 8 m (W) × 3 m (H)Size

本装置の特徴として，次世代の低 GWP 冷媒の候補である可燃性冷媒にも対応するため防爆構造としている．また，本装置は冷蔵ショーケースの試験も可能とするため JIS B 8631-2: 2011 に規定された試
験基準に則り，横風 0.2ｍ±0.1ｍの条件を作り出すことが可能である．

192

Fig. 4.1.1-11 に示すように室内機室の吹出空気は測定チャンバーを通して，温湿度測定装置と風量測定装置へ送られる．温湿度測定装置を通過した空気はそのまま風量測定装置へと送られる．風量測定装
置は天井上設置され，吸引ファンにより，ダクトで発生する圧力損失を打ち消すように空気を吸引する．
風量測定は合計 4 つのノズルを風量により組み合わせて行う．これらで測定された吹出空気の状態は，
エミュレーターへも送られる．風量測定装置を通過した空気は天井より室内機室へと吹き出され，条件発生器へと吸い込まれる．ここで，エミュレーターの信号による指示を受け，所定の温湿度の室内空気が生成される．この空気は，天井のダクトを通り，壁面からパンチングメタルを通じて横方向に均等に吹かれる．

Fig. 4.1.1-9

Overall appearance of test
facility

Fig. 4.1.1-11 Air flow diagram of indoor unit
room

Fig. 4.1.1-12

Fig. 4.1.1-10 Appearance of measurement
chamber

Air flow diagram of outdoor unit
room

Fig. 4.1.1-12 に示すように，本装置では，室外機室にも通常はあまり設置されていない測定チャンバーが設置されている．室外機からの吹出空気はこの測定チャンバーへ送られる．ここには，温湿度の測定が行える温湿度測定装置が設置されている．また，風量測定装置が測定チャンバーに接続されており，定置式複合ピトー管によって風量の測定を行っている．その後，エミュレーターの信号を受けて，条件発生器で所定の温湿度とされたのちに再び室外機に送られる．
(4) エミュレーター
(a) スタンダードエミュレーター
Fig. 4.1.1-13 と Fig. 4.1.1-14 に示すように建物側空気条件を決定する建物負荷や熱容量等の条件を任意に設定できるソフトウエアとしてのエミュレーターを開発した．ここでは，一例として，規格等に用いるシンプルなスタンダードエミュレーターと実建物を想定したルームエミュレーターを例示する．
スタンダードエミュレーターでは，式 4.1.1-1 と式 4.1.1-2 に示すように，単容量系の連続，エネルギ
ー方程式からなる非常にシンプルなものとしている．
𝑚̇𝑜𝑢𝑡 = 𝑚̇𝑂𝐴 + 𝑚̇ℎ𝑢𝑚𝑎𝑛(4.1.1-1)
𝑑𝑥𝑅𝑜𝑜𝑚
(4.1.1-2)𝑀𝑅𝑜𝑜𝑚= 𝑚̇ℎ𝑢𝑚𝑎𝑛
𝑑𝑡
𝑑𝑇𝑅𝑜𝑜𝑚
(4.1.1-3)
𝑀𝐻𝑜𝑢𝑠𝑒 𝑐𝑝,𝑎
= 𝑄̇𝐵𝐿 − 𝑄̇𝐴𝐶
𝑑𝑡
(4.1.1-4)
𝑄̇ = 𝑓(𝑇 )
𝐵𝐿

𝑒𝑥

193

式 4.1.1-2 の𝑀𝑅𝑜𝑜𝑚 は室内空気の質量であり，𝑀𝐻𝑜𝑢𝑠𝑒 は室内空気と家具などを合わせた質量である．
𝑀𝐻𝑜𝑢𝑠𝑒 を考慮した建物の熱容量は室内空気の熱容量の 10 倍ほどが経験値とされている．
(b) ルームエミュレーター
ルームエミュレーターの数理モデルは，室内空気の連続の式，エネルギー方程式，壁の伝熱式からなる．

Fig. 4.1.1-13 Mathematical model for room (i) heat transfer and (ii) moisture transfer

Fig. 4.1.1-14 Mathematical model for room wall

まず室内空気の連続の式を式 5-7 に示す。
𝑚̇𝑜𝑢𝑡 = 𝑚̇𝑂𝐴 + 𝐿̇𝑖𝑛

𝑀𝑍𝑁

𝑑𝑥𝑍𝑁
𝑑𝑡

= ∑𝑘 𝑗𝑤,𝑘 𝐴𝑘 (𝑥𝑊𝑆,𝑘 − 𝑥𝑍𝑁 ) − 𝑚̇𝑜𝑢𝑡 𝑥𝑍𝑁 + 𝑚̇𝑂𝐴 𝑥𝑂𝐴 + 𝑚̇𝑆𝐴 (𝑥𝑆𝐴 − 𝑥𝑍𝑁 ) + 𝐿̇𝑖𝑛

𝑀𝑍𝑁 = 𝜌𝑤,𝑍𝑁 𝑉𝑍𝑁 + 𝑀𝐹𝑁(4.1.1-5)(4.1.1-6)(4.1.1-7)

式 4.1.1-5 は Fig. 4.1.1-13 で示したコントロールボリュームの境界を跨ぐ空気の流入出が等しい質量バランス式である．
式 4.1.1-6 は空気中に含まれる水分の質量バランス式であり，Fig. 4.1.1-13 の境界を跨いで流入出する
水分は以下の 4 つの成分となる．
i) 壁から伝わる水分(右辺第 1 項)ii) 換気により系外から流入出する水分(右辺第 2, 3 項)iii) 冷凍機や空調機等の機械によって系を跨ぎ流入，流出する水分(右辺第 4 項)iv) 人体の発汗や加湿器等の系内で発生する空気に溶け込む水分(右辺第 5 項)
また，室内空気の循環などにより系外から流入出する水分がある場合には，式 4.1.1-6 に追加される．
式 4.1.1-7 は室内の水分容量としての質量を示しており，室内空気の水分量と壁及び家具等の水分容量の合計が室内の水分容量である．𝑀𝐹𝑁 は慣用値として室内の容積あたりで 16.7kgm-3 程度を設定するとの報告がある 13)．

194

次に室内空気のエネルギー方程式を示す．
𝑑𝑇
𝐶𝑍𝑁 𝑑𝑡𝑍𝑁 = ∑𝑘 𝛼𝑎,𝑘 𝐴𝑘 (𝑇𝑊𝑆,𝑘 − 𝑇𝑍𝑁 ) − 𝑐𝑃,𝑎 𝑚̇𝑜𝑢𝑡 𝑇𝑍𝑁 + 𝑐𝑃,𝑎 𝑚̇𝑂𝐴 𝑇𝑂𝐴 + 𝑐𝑃,𝑎 𝑚̇𝑆𝐴 (𝑇𝑆𝐴 − 𝑇𝑍𝑁 ) + 𝑄̇𝑖𝑛

𝐶𝑍𝑁 = 𝑐𝑃,𝑍𝑁 𝜌𝑎,𝑍𝑁 𝑉𝑍𝑁 + 𝐶𝐹𝑁(4.1.1-8)(4.1.1-9)

室内空気のエネルギー方程式 4.1.1-8 では，Fig. 4.1.1-13 のような実建物を想定して次のような物理現象が計算される．
i) 壁面温度と室内温度の温度差による壁からの熱伝達(右辺第 1 項), 放射成分に関しては，日射ととも式 4.1.1-14,式 4.1.1-15 のように，壁表面への入射を形成し，壁温上昇をもたらした後に室内の空
気温度に影響を与える．
ii) 換気により系外から流入出する流動エネルギー(右辺第 2, 3 項)iii) 冷凍機や空調機等の機械によって系を跨ぎ流入，流出する水分(右辺第 4 項)iv) 人体発熱や照明，機器の発熱などの内部発熱としての顕熱・潜熱(右辺第 5 項)
また，式 4.1.1-9 は空気や什器等の集中定数とした熱容量を表している．𝐶𝐹𝑁 は，事務所に関しては，
慣用値として室の容積あたりで 15.2kJK-1m-3 程度であるとの報告がある．14)
室内空気の循環により系外から流入出する流動エネルギーがある場合には，式 8 に追加される．
多層壁における伝熱の式は以下となる．
1 ≤ 𝑖 ≤ 𝑛 − 1のとき
1 𝑑𝑇

𝑇

𝐶𝐶𝑉,𝑖 𝐴 𝑑𝑡𝑖 = 𝜆𝑖−1 𝑖−1
𝑑

−𝑇𝑖

𝑖−1

𝑇

+ 𝜆𝑖 𝑖+1𝑑−𝑇𝑖(4.1.1-10)𝑖𝑖 = 0のとき
𝑑

𝑑𝑇

𝑇 −𝑇

(𝑐𝑃,0 𝜌0 20 ) 𝑑𝑡0 = 𝛼𝑒𝑥 (𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 − 𝑇0 ) + 𝜆0 1𝑑 0

(4.1.1-11)0

𝑖 = 𝑛のとき
𝑑𝑑𝑇𝑇(𝑐𝑛−1 𝜌𝑛−1 𝑛−1) 𝑑𝑡𝑛 = 𝜆𝑛−1 𝑛−1
2
𝑑

−𝑇𝑖

𝑛−1

+ 𝛼𝑖𝑛 (𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 − 𝑇𝑛 )(4.1.1-12)

Fig. 4.1.1-14 において，多層壁のうち外気側の壁材から数えて i 番目と i+1 番目の壁材でのエネルギー方程式が式 4.1.1-10 である．式 4.1.1-11, 式 4.1.1-12 はそれぞれ外気，室内に隣接する壁材のエネルギー方程式となる．本モデルではコントロールボリュームは隣接する 2 つの壁材を跨いだ 1 質点系として考えており，各系での壁の熱容量は式 4.1.1-13 で示される。

1
𝐶𝐶𝑉,𝑖 = 𝐴(𝑐𝑝,𝑖−1 𝜌𝑖−1 𝑑𝑖−1 + 𝑐𝑝,𝑖 𝜌𝑖 𝑑𝑖 )2

(4.1.1-13)

壁体内部の温度変動を予測するために壁体の両側の熱的条件を定める必要がある．壁体表面の熱流に影響を与える要素としては，主に表面付近の空気温度と壁体表面を取り巻く物体による平均放射温度があり，式 4.1.1-11 中の𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 および式 4.1.1-12 中の𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 のように，両者を合わせて相当温度という概念で表現することができる．以下の式 4.1.1-14 には，外気側の相当温度を用いた外気側の壁表面周りの伝熱収支を表している．外気側の相当温度𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 と壁表面温度𝑇0 差による熱伝達は，外気温度𝑇𝑒𝑥 と壁表面温度𝑇0差による対流熱伝達(右辺第一項)，壁表面付近の日射(右辺第二項)，放射熱(右辺第三項)を考慮したものとなる．
𝛼𝑒𝑥 (𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 − 𝑇0 ) = 𝛼𝑒𝑥 (𝑇𝑒𝑥 − 𝑇0 ) + 𝑎𝑠 𝐼 − 𝜀𝐹𝑠𝑘𝑦 𝐸𝑒𝑥,𝑁(4.1.1-14)式 4.1.1-15 は室内側の壁表面周りの伝熱収支を表している．室内側の相当温度𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 と壁表面温度𝑇𝑊𝑆
差による熱伝達は，室内温度𝑇𝑍𝑁 と壁表面温度𝑇𝑊𝑆 差による対流熱伝達(右辺第一項)，他の壁からの放射195

熱(右辺第二項)，室内の機器などが発する放射熱(右辺第三項)を考慮したものとなる．ここで，室内壁が受け取るこれらの熱を左辺のように室内相当温度𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 を用い，熱伝達の形でまとめている．なお，第 2
項目の𝜙𝑖 は i 番目の壁表面の Gebhart15)の吸収係数である．
𝛼𝑖𝑛 (𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 − 𝑇𝑊𝑆 ) = 𝛼𝑖𝑛,𝑐 (𝑇𝑍𝑁 − 𝑇𝑊𝑆 )+ 𝛼𝑖𝑛,𝑟 (∑ 𝜙𝑖 𝑇𝑊𝑆,𝑖 − 𝑇𝑊𝑆 ) + 𝑅𝑖𝑛 𝑅𝑟 𝑄̇𝑖𝑛

(4.1.1-15)𝑖

ここで，𝛼𝑖𝑛,𝑐 は式 4.1.1-8 の𝛼𝑎,𝑘 と同様である．そして，𝛼𝑖𝑛 =𝛼𝑖𝑛,𝑐 +𝛼𝑖𝑛,𝑟 を表す．𝛼𝑖𝑛 と𝛼𝑒𝑥 は対流熱伝達率と放射熱伝達率を合算した値であり，総合熱伝達率と呼ぶ．
モデルの妥当性に関しては，BEST TEST 等を通じて検証が行われている 16),17),18),19)．
もちろんこれらは，あくまで例であり，適宜自由に変更できるのが最大のメリットである．
4.1.1.5 試験装置の健全性評価
ここでは，開発したハイブリッド形動的性能試験装置が十分な精度で機器の運転性能を把握可能な装置であるかを確認する．
(1) 静的健全性(圧縮機回転数固定試験)
すでに性能試験装置の静的な健全性は評価手法が確立している．そこで，日本で唯一のエアコンディ
ショナの検定試験場としての機能を有し，試験装置原器を有する一般財団法人日本空調冷凍研究所（以下，「日空研」と略す）の準認定取得の手順に則って静的健全性評価をおこなった．なお，静的試験とは圧縮機の回転数を固定した試験を指している．
日空研の準認定は，異なる容量の 2 機種で試験を行い，その測定結果が，要求されるすべての試験条
件において日空研で測定したデータと 3％以内であることが要求される．そのため，5 馬力機と 3 馬力機の 2 機種を準備し，JIS の B8615 に規定された冷房標準試験，暖房標準試験，暖房低温試験の 3 条件の試験を行った．試験条件を Table 4.1.1-2 に示す．

Test

Standard cooling
testStandard heating
test
Low-temperature
heating test

Table 4.1.1-2 Test conditions for validation
IndoorOutdoortemperaturetemperature
dry / wet
dry / wet℃℃

Partial load ratio%

27 / 1935 /24100

20 / 15

7 / 26100

20 / 15

2/1

100

Fig. 4.1.1-15 に冷房標準試験の結果，Fig. 4.1.1-16 に暖房標準試験の結果を示す．これらの試験では，十分に安定状態になった後，35 分間の平均値を取得データとする．
Fig. 4.1.1-17 に結果を示す暖房低温試験では 3 サイクルを取得しその平均値を取得データとする．冷房標準試験と暖房標準試験が連続運転となるのに対して，暖房低温試験では，圧縮機や風量が周期的に停止するが，これは除霜運転を行っているためである．
結果として，すべての試験において，冷房能力，消費電力が日空研のデータと静的には 3%以内の精度で測定できたため，本装置は，2020 年 10 月 1 日に準認定を取得した．これにより，本試験装置は，機器検定と同様の高精度で機器の性能を取得できることを確認した．

196

Cooling capacity (%)

Compressor speed

Return temperature

Supply temperature

Airflow

35

120

30

100

25

80

20

60

15

40

10

20

5

0

Temperature ℃

Cooling capacity % / Compressor
Frequency Hz / Airflow m3/min

140

0
0

5

10

15
20
Time minFig. 4.1.1-15

25

30

35

Results of JIS test

140
120
100
80
60
40
20
0

0

Cooling capacity (%)

Compressor speed

Return temperature

Supply temperature

5

10

15
20
Time minFig. 4.1.1-16

25

Airflow

49
42
35
28
21
14
7
0

30

Temperature ℃

Cooling capacity % / Compressor
Frequency Hz / Airflow m3/min(Standard cooling test)

35

Results of JIS test

Heating capacity (%)
Return temperature

140

Compressor speed
Supply temperature

Airflow

49

120

42

100

35

80

28

60

21

40

14

20

7

0

Temperature ℃

Heating capacity % / Compressor
Frequency Hz / Airflow m3/min(Standard heating test)

0
3
5
Fig.
Results
of4JIS
test 6
Fig.174.1.1-17
ResultsTimeh of JIS test
0

1

2

7

(Heating
low temp.
test)test)(Low-temperature
heating(2) 動的健全性
動的性能試験を行う上では，試験装置における動的性能の評価が必要となる．評価が必要となる事項
は Fig. 4.1.1-7 に示すようにエアコンディショナによる建物の室内空気温度制御系に対して試験装置が影響を与える因子であり，以下の通りである．
i) エミュレーターの計算時間遅れii) 条件発生器での温湿度追従性iii) 各種センサーの時間遅れ
ここでは，本試験装置の標準的な設置機器となる 10kW 機をベースに評価する．この際，この器機の標準設置畳数から，機器の標準的な設置スペースは，147m3 となり，この部屋における標準吹出空気風
量から導出する熱的，物質的時定数(質量をエアコン風量で割った値)は，それぞれ 5000 秒，500 秒程度となる．
(a) エミュレーターでの計算時間遅れ
本試験装置では，エミュレーターを用いて建物空調条件の計算を行うこととなる．今回示したエミュレーターでは，非線形方程式を離散化し，一次の前進差分方程式として動的解析を行う．この際，通常のパソコンレベルで，1 ステップ 1 秒後の計算時間は 0.5 秒程度で終えることができるため，計算時間の遅れは動的性能には影響を与えていない．

197

(b) 条件発生器での温湿度追従性の確認
エミュレーターが発した信号通りに条件発生器が空気の状態を生成できるかが重要となる．そこで，運転条件が 30 分から 1 時間程度で最も急変する起動時や断続運転のような 1 時間程度の周期での周期的変動に対して条件発生器が追従できるかどうかを確認する．Table 3 に試験条件を示す．
Table 4.1.1-3 Followability test conditions
Indoor unit
Outdoor unitroom
settemperatureroom
set temperature
Test mode
Wet
Dry
Dry
Wet
Start-upin cooling

35 ℃
→27 ℃

24 ℃
→19 ℃

35 ℃
constant

24 ℃
constant

Start-upin heating

7 ℃
→20 ℃

6 ℃
→15 ℃

7 ℃
constant

6 ℃
constant

Cyclic cooling

27 ℃
↔26 ℃

26 ℃
↔23.5 ℃

35 ℃
constant

24 ℃
constant

試験の結果を Fig. 4.1.1-18, Fig.4.1.1-19, Fig.4.1.1-20 に示す．

(i) Indoor unit room(i) Indoor unit room(ii) Outdoor unit room
Fig. 4.1.1- 18 Temperature controllability incooling start-up mode(ii) Outdoor unit room
Fig. 4.1.1-19 Temperature controllability inheating start-up modeDry bulb temperature
Wet bulb temperature
Target temperature

Fig. 4.1.1-20 Temperature followability
in intermittent driving

Fig. 4.1.1-18 に示すとおり，室内機の冷房起動を想定して室内機室内の乾球，湿球温度を 12 分程度で急変させたが，乾球，湿球温度ともに破線で示すエミュレーターから発せられた信号と条件発生器が実際に生成した実線の空気の状態は 20 秒程度の遅れしかなく，ほぼ一致している．また，室外機室では，室外機から発生する熱を打ち消しエミュレーターからの信号通りに乾球・湿球温度を一定に保持している．
198

同様に暖房運転においても Fig. 4.1.1-19 に示すように暖房起動を想定して室内機室内の温度を 25 分
程度で急変させても，室内機室，室外機室ともに，エミュレーターの温湿度の信号に条件発生器が 20 秒
程度の遅れで追従できている．
さらに，Fig. 4.1.1-20 に示すように断続運転時のような振動的な急変時にも乾球，湿球温度がエミュレーターからの信号に通常は 30 秒程度，温度上昇や下降が完全に変わる急変時で最大 54 秒程度の遅れ
で，追従できていることがわかる．これらは，部屋の時定数に対して 0.6%程度である．
(c) 各種センサーの時間遅れ
試験装置には，温度計や湿度計をはじめとして複数のセンサーが取り付けられている．これらについては，センサー単体の測定の遅れが 10 秒以下となるものを選定して設置した．
(d) 総括系統的にみるとエアコンディショナの①吸込空気の温湿度のセンサーの遅れ(最大 10 秒程度)，②吹出
空気の測定チャンバーの通過遅れ(湿度のみで最大 15 秒程度)，③吹出空気の温湿度のセンサーの遅れ(最大 10 秒程度)，④条件発生器の遅れ(20 秒程度)，があり，合計すると最大 55 秒程度である．部屋の熱的時定数が 5000 秒程度であることから，試験装置における各種熱的遅れは，総計でも 1%程度である．湿度に関しては，時定数が 500 秒程度であることから，その遅れは，10%程度となる．
静的な精度は，検定試験によって補償されているのと，機器の運転状態が急変する断続運転でもその周期が 30 分から 1 時間程度であることを考えれば，このような時間による動的性能への影響は極めて小さいものと考えている．ただし，これについては，複数の試験室とのラウンドロビンテストを予定しており，そこで確認を進める予定であり，その結果は改めて，報告する予定である．
4.1.1.6 機器の動的性能試験
本試験装置により，エアコンディショナの動的性能試験を実施する．ここでは，定格冷房能力が12.5kW のエアコンディショナを用いてユーザーが通常使用する状態，つまり圧縮機回転数を固定しない状態での部分負荷性能試験を行った結果を示す．試験に用いた部屋の壁の諸元を Table4.1.1-5 に，壁材料の諸元を Table 4.1.1-6 に，試験条件を Table 4.1.1-7 にそれぞれ示す．

Item
Outer
wall

Floor
ceiling

Table 4.1.1-4 Room wall material specifications
Area
Material(m2)
thickness (mm)
28

49

Tile

Concrete

Insulation

Gypsum
board

10

175

25

10

Tile

Concrete

Gypsumboard

Soundabsorbing
board

3

150

9

15

Table 4.1.1-5 Room wall material thermal parameters
Volumetric
Thermalspecific heat
Material
conductivity(KJ/(m3･K))(W/(m/K))
Tile

1.3

2000

Concrete

1.4

1600

Insulation

0.04

33

Gypsum board

0.17

830

Sound
absorbing board

0.064

290

199

Table 4.1.1-6 Test conditions
Item

Value

Rated capacity (kW)12.5

Outside temperature (℃)
Indoor temperature (℃)
Sensible heat load (W)Latent heat load (W)Room size ( m3)

35 / 24, 29 / 19
27 / 9350，1650
2230，430
100，196，300

部屋の大きさは，このエアコンディショナの推奨設置畳数情報をもとに，部屋の広さを 7m×7m の49 ㎡，部屋の高さを 4m として容積 196m3 を定格サイズとして，その約半分と約 1.5 倍の大きさの 3
種類のサイズを想定してエミュレーターを設定し，実験を行った．負荷に関しても多様に条件を変えて実験を行ったが，ここでは代表的な結果を例示する．
まず，空調機の処理した負荷をこの空調機の定格能力である 12.5kW になるように，壁からの侵入熱を考慮してルームエミュレーターで顕熱負荷を 9350W，潜熱負荷を 2230W に設定して行った試験結果
を Fig. 4.1.1-21 に示す．この場合は，圧縮機の回転数はほぼ一定の運転状態となり，COP も圧縮機回転数固定の JIS 試験の場合とほぼ同じ値となった．

COP＝3.56

Fig. 4.1.1-21 Test results for 35 / 24 ℃ at 12.5 kW

一方，建物負荷が低負荷の条件では，圧縮機の回転数を非固定とすると断続運転を始める．その代表的な結果として空調機の処理した負荷をこの空調機の定格能力の 25％である 3125W になるように，壁からの侵入熱を考慮してルームエミュレーターで顕熱負荷を 1650W，潜熱負荷を 430W に設定して行った試験結果を Fig. 4.1.1-22 に例示する． 圧縮機回転数非固定の場合，空調機は断続運転により室内温
度は 2℃程度変化する．一方，外気温度は 35℃一定であるため，壁からの侵入熱は変化する．これにより，部屋の空調負荷も変化していることが分かる．

Fig. 4.1.1-22

Air conditioning load for intermittent operation200また，部屋の大きさにより，「建物空調条件」としての熱容量が変更され，機器の断続運転の周期が大きく変化する．Fig. 4.1.1-23 に部屋の容積を標準の場合（196 ㎥）と，小さくした場合（100 ㎥），大きくした場合（300 ㎥）の試験結果を示す．

COP＝5.56(i) Room volume (standard)（196 ㎥）

COP＝5.75(ii) Room volume (small)（100 ㎥）

COP＝5.69(iii) Room volume (large)（300 ㎥）

Fig. 4.1.1-23 Test results for 29 / 19 ℃ at 25% of rated capacity

通常であれば，部屋の大きさを変更するためには，試験室を変えた大掛かりな試験が必要となるが，提案装置では，エミュレーターによって「建物空調条件」を変更することが容易であることが，本試験装置の大きな特徴でもある．
部屋の大きさを変更すると，当然ではあるが，周期的挙動が変化する．部屋が小さい場合には，立ち上げ直後に与えた大きな負荷を低下させる途中に室温の下限値に到達してしまうため機器が停止するまでの周期が早くなる．一方で，部屋が大きくなれば，熱容量が大きくなるため，室温の下限値に到達するまでに変化速度に余裕が生じるため，定常的な運転に近いような領域も発生し始める．今回の機種
は，部屋の大きさの変化により断続運転の周期が変わっても，断続運転時の挙動は変化しなかったため，
COP の変化は 2～3％に留まったが，空調機の制御によっては，部屋の大きさによってエアコンディシ
ョナの断続運転性能が大きく異なる可能性がある．
この結果は，部屋の大きさ等含めて「建物側空調条件」を同一にしなければ，エアコンディショナの動的性能は評価できないことも示しており，それを同一にできるエミュレーターの有効性をも示すものとなる．さらに，エミュレーターを使った装置によりエアコンディショナの性能評価を行うことは，試験室の物理的大きさに左右されることなく試験が実施可能であることを意味しており，エミュレーター
201

によってエアコンディショナの試験の規格化にも対応可能であることを示唆している．
いずれにしても，以上のように本提案試験装置により，機器の制御を含めた詳細で多様となる動的性能を把握できることがわかった．
4.1.1.7 エミュレーター式負荷試験装置の開発のまとめ本研究では，動的運転状態まで含めた性能試験法を確立する上で必要不可欠となるエアコンディシ
ョナの動的性能をも評価可能な「エミュレーター式能試験装置」を開発した．その特徴は，建物側の空調条件を仮想的に導出するエミュレーターと従来の性能試験装置を複合して機器の動的性能を試験
装置によらず再現性ある形で高精度に評価可能としたことである．その結果以下のようなことを確認した．
1) 開発した試験装置の静的健全性を検証するために取得データを日空研原機データと比較した．その結果，誤差が 3%以内に抑えられ，十分な精度で性能評価が可能であることを確認するとともに，日空研の準認定を取得した．
2) 試験装置の動的健全性を検証するために，i)エミュレーターの計算時間遅れ，ii)条件発生器での温湿度追従性，iii)各種センサーの時間遅れ，を詳細に分析した．その結果，熱的遅れは，部屋の熱的時定数の 1%程度であり，機器の動特性に大きな影響を与える因子はなかった．また，物質的遅れは，部屋の物質的時定数の 10%程度である．
3) エアコンディショナの動的性能評価を行った結果，例えば，負荷が 25%になると断続運転状態とな
り，室内温度が変化することで外壁からの侵入熱は変化する．これにより，部屋の空調負荷も変化す
ることが分かった．また，断続運転は，建物の大きさが変更されると運転状態が変化する．これは，運転状態の周期的な挙動が変化し，空調機の制御によっては，部屋の大きさによってエアコンディシ
ョナの断続運転性能が大きく異なる可能性があることを示唆している．
4) 提案装置では，エミュレーターによって「建物空調条件」を変更することが容易である．このことは，エアコンディショナの性能評価を行う際，試験室の物理的大きさに左右されることなく，公平かつ再現性のある試験が実施可能であり，エミュレーターによってエアコンディショナの試験の規格化にも対応できることを意味している．
Nomenclature
𝑎𝑠

A
C

𝑐𝑝

E
F
I
j
𝐿̇

M
𝑚̇

: 日射吸収率(-): 壁表面積(m2): 熱容量(kJ･K-1): 定圧比熱(kJ･kg-1･K-1): 放射熱(W･m-2): 天空への形態係数(-)-2: 日射強度(W･m ): 質量拡散流束 (kg･m-2･s-1): 水分発生量(kg･s-1): 質量(kg): 質量流量(kg･s-1)

𝑄̇
𝑞̇

: 空気

N
OA
r
Room
SA
sh
w
WS
ZN

t
T
V
𝑥
𝛼
𝜌
𝜀
𝜙

: 熱量
(W)
: 壁の内部発熱 (W･m-2)
: 時間
(s)
: 温度
(K)
: 体積
(m3)
: 絶対湿度(kg･kg-1): 熱伝達率(W･m-2･K-1): 密度(kg･m-3): 長波長放射率 (-): Gebhart の吸収係数(-)

Subscripts

a
AC
BL
c
eq
ex
FN
in
i,k

: エアコンディショナ側
: 建物
: 対流
: 相当
: 外部
: 家具など: 内部: 通し番号

202

: 夜間
: 外気
: 放射
: 室内
: 供給空気
: 過熱度
: 水蒸気
: 壁表面
: ゾーン

参考文献
1)

経済産業省資源エネルギー庁, 令和元年度エネルギーに関する年次報告（エネルギー白書 2020）PDF 版, 第 2 部,
pp.112-115.
2) Shinichi, A., Jun, S., Takuya, O. Hiroyuki, I., Yuki, A. Study on State of COP and Regional Characteristics of
APF for Room air Conditioners, AIJ J. Technol. Des., 2014, 20(44), pp.187-190. (in Japanese)
3) Katsuhiro, K., Technological Innovations of Air Conditioning and their Development into Industry, Refrigeration ,2019, 94(1101), pp.436-441. (in Japanese)4) 社団法人日本冷凍空調工業会, 世界のエアコンディショナ需要推定, (2019), pp.1-8.
5) Keisuke, O. and Kiyoshi, S., Seiichi, Y., Tetsuro, K., Kuniyasu, M., Intermittent Driving Simulation ofCompression type Heat Pump － 1st Report: Mathematical model and simulation of single-stage vapor
compression type heat pump－, Trans.JSRAEngineers, 2013, 30(2), pp. 107-122. (in Japanese)6) 日本規格協会, パッケージエアコンディショナディショナ JIS B 8616:2015, (2015)7) 社団法人日本冷凍空調工業会, ヒートポンプの実用性能と可能性. (2010).
8) Masayuki, N., Technologies for Energy −Saving of Room Air−Conditioner, J.JSME, 2003, 106(1015), pp.464-465.
(in Japanese)
9) Fusigi, Y., Create a new breeze! Room Air Conditioner Revolution(Atarasii kaze wo tukure! Ru-mueakon
kakumei), J.JSME, 2019, 122(1206), pp.38-39.
10) Carsten Palkowski,Andreas Zottl,Ivan Malenkovic,and Anne Simo, Energies, 2019, 12, 1045;
doi:10.3390/en12061045..
11) Toshinori BAN,Daiki NAKANO, Keisuke OHNO, Seiichi YAMAGUCHI, Kiyoshi SAITO, Hideki
YAMAGUCHI,Proc. Of 12th IEA Heat Pump Conference 2017, Rotterdam.
12) OhnishiNetsugaku, https://en.ohnishi.co.jp/.
13) 尾崎明仁, 渡辺俊行, 高瀬秀芳, 辻丸達憲，建築の熱・水分・空気連成シミュレーションその１壁体の吸放湿を考慮した温湿度計算，日本建築学会大会学術講演梗概集, pp.439-440, 2004
14) 石野久彌, 郡公子: 事務所建築における家具類の熱的影響に関する実測・実験研究，日本建築学会計画系論文報告集,
Vol.372, pp.59-66, 1987
15) B.Gebhart, A new Method for Calculating Radiant Exchanges, ASHRAE Transactions Vol.65, 321-332, 1959
16) Judkoff, R. and Neymark, J., 1995. "International Energy Agency building energy simulation test (BESTEST)
and diagnostic method." NREL/TP-472-6231.
17) Immutable interface を利用した汎用建築熱負荷計算クラスライブラリの設計法, 空気調和・衛生工学会大会 学術
講演論文集, 2009 doi: https://doi.org/10.18948/shasetaikai.2009.3.0_1995.
18) Development of Test Procedure for the Evaluation of Building Energy Simulation Tools, BS 2019 doi:
https://doi.org/10.26868/25222708.2019.210592.
19) 富樫英介:熱環境計算戯法, ISBN: 978-4990890827, https://www.amazon.co.jp/dp/4990890825.
20) 日本規格協会, パッケージエアコンディショナディショナ JIS B 8616:2006, (2006).
21) Toshinori BAN,Daiki NAKANO, Keisuke OHNO, Seiichi YAMAGUCHI, Kiyoshi SAITO, Hideki
YAMAGUCHI,Testing facility for unsteady performance of air conditioning system, 12th IEA heat pumpconference, Rotterdam, 2017.
22) Harunori, Y., Masato, M., Takao, S., Yasuo, K., Technical papers of annual meeting, the Society of Heating, AirConditioning and Sanitary Engineers of Japan, Nagoya, (2011), OS31. P.1-4.
23) Goo, T., Kenichi Y., Toshiki, I., Mitsuhide, Y., Yasuhiro, S., Masanari, U., Tatsuo, N., Proc. of 2016 SHASE Annual
Conference, Kagoshima(2016), 2, pp.B-13.
24) Yoichi, M., Masafumi, H., Yuta, T., Katsuki, N., Takashi, N., Proc. of 2015 JSRAE Annual Conference,
Tokyo(2015), pp.B111-1-4. (in Japanese)25) Hayato, H., Mami I., Eiji, H., Annual Performance and Performance Rating of Air Conditions-1st Report:
Packaged Air Conditioners, Trans. JSRAE, 2011, 28(4), pp.393-404.
26) JSRAE, “JSRAE Technical Book Series - Refrigeration cycle control”, 2018, JSRAE, Tokyo, pp.51-53.
27) Toshinori BAN, Keisuke OHNO, Seiichi YAMAGUCHI, Kiyoshi SAITO, Hideki Yamaguchi, Proceedings of 2016
JSRAE Annual Conference, Kobe (2016), B141-1-4. (in Japanese)28) https://www.ohnishi.co.jp/calorimeter/cal-product01 (Jan, 2021)
29) https://www.ohnishi.co.jp/calorimeter/cal-product02 (Jan, 2021)
30) Eisuke TOGASHI, “The art of thermal environmental computing”, 2016, Togashi Research Laboratory,
Department of Architecture, Faculty of Architecture, Kogakuin University, Tokyo, p.556-569.

203

4.1.2 各種冷媒機器の実験結果
4.1.2.1 実験の背景と目的
冷凍空調機器に次世代冷媒を導入する場合には，冷媒の安全性や機器に使用する冷媒が環境に与える
影響 GWP（直接影響）だけでなく，エネルギー起源の CO2 排出に伴う地球温暖化による影響（間接影響）を含めて決定する必要がある．このため，冷凍空調機器としての実際の運転性能が評価すべき最重要因子となる．一方，低 GWP 冷媒用の空調機の正確な評価のためには，低 GWP 冷媒用に最適化した「物理的な」空調機を製作した上で実運転状態における正確な性能試験を実施し，低 GWP 冷媒のポテ
ンシャルを把握する必要がある．しかし，この「物理的な」試験方法は，最終的にはこの方法でデータの確認をするとしても，多くの次世代冷媒候補がある中で，最初から用いるには，空調機のスペックの検討や製作に要する期間に加え費用の面からも現実的でない．そこで，本研究では，「【3】シミュレータ
ー開発とその活用」において，熱交換器シミュレーターや，システムシミュレーター等の各種シミュレーターを製作して，これら検討や製作に要する期間の短縮化と費用削減を図ることとしている．ここで，シミュレーターを使う前にはその計算値の妥当性や計算精度を検証する必要がある．そこで今回，R22
冷媒の空調機に，低 GWP 冷媒である R290 と R454C をドロップインして試験を行い，冷媒の違いによる空調機の性能を評価することとした．
4.1.2.2 実験に用いた空調機と試験の概要
Table.4.1.2-1 に実験に用いた空調機の諸元を記す．R290 と R454C のドロップイン試験を実施するた
めには，低圧冷媒である例えば R22 の空調機等で行わなければ，これらの冷媒による結果が極端に低いものとなってしまうため，問題である．しかし，空調機メーカー各社に確認したところ R22 の空調機は 10 年程度前に既に生産中止となっており，新品の在庫は入手することができなかった．そこで，中古の定格能力 2.2kW の壁掛け式ルームエアコンを用いて実験を行うこととした．この空調機では，室外機と室内機のそれぞれの熱交換器をきちんと洗浄した後，圧力センサーや熱電対を取り付けている．また，冷媒流量の計測を行うため，2 台のコリオリ式流量計を冷房用と暖房用で切り替えができるよう配管にバルブを付けた上で取り付けた．さらに，圧縮機回転数を自在にコントロールできるツー
ルを空調機メーカーから提供を受けるとともに，これに加えて，膨張弁開度も 50 段階で自在に調節できるツールも設置した．Fig. 4.1.2-1 に，圧力センサーと熱電対および冷媒流量計の取付位置を示す．
また，Fig. 4.1.2-2 に性能評価装置での試験の様子を示す．
Table 4.1.2-1 Specification of room air conditioner employed in this experimentParameter
TypeYear of manufacture
Original refrigerant
Cooling
Rated capacity (W)Heating

Value
Room air conditioner
2001
R22
2200
2500

Fig. 4.1.2-1 Mounting locations of pressure sensors, thermocouples, and flow meters204(a) Indoor Unit
Fig. 4.1.2-2(b) Outdoor Unit
Test setup in the dynamic performance evaluation facility

4.1.2.3 冷媒充填量の決定
本研究では，各冷媒のポテンシャルを最大限に発揮させた上で空調機の性能を評価することが重要になる．そこで，今回のドロップイン試験においては，冷媒充填量を最適化することに注意を払った．また，R290 と R454C のドロップインに際し，(1)R22 の定格圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合と(2)R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合の2 つを行った．具体的な冷媒充填量の決定手順は以下のとおりである．
(1) R22 の定格圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合
ここで，R22 の定格圧縮機回転数は 48Hz である．
① 供試機の圧縮機回転数を 48Hz で固定する② 冷媒充填量を少なめに封入する③ 過熱度 5℃・過冷却度 5℃となるように膨張弁開度を調整する④ 冷房の定格試験条件の下，空調機の能力測定を行う⑤ 過冷却度が取れない場合，冷媒充填量を増やし，③に戻る
このようにして冷媒充填量を徐々に増やしながら，過冷却度を調整して決定した冷媒充填量は，R290
は 400g，R454C は 730g となった．また，圧縮機回転数を 48Hz で固定した結果，冷房能力は R290，
R454C 共に R22 の定格能力の 84.5％である 1,860W，暖房能力は R290 では R22 の定格能力の 81.2％の 2,030W，R454C は 80.0％の 2,000W であった．
(2)R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合⑥ 冷媒充填量を少なめに封入する⑦ 供試機の最大圧縮機回転数で固定する⑧ 過熱度 5℃・過冷却度 5℃となるように膨張弁開度を調整する⑨ 冷房の定格試験条件の下，空調機の能力測定を行う⑩ ア）過冷却度が取れない，または能力が目標能力に達しなかった場合は冷媒充填量を増やし，⑦に戻るイ）能力が目標能力を超えていた場合は圧縮機回転数を下げ，⑧に戻る
このようにして冷媒充填量を徐々に増やしながら，能力と過冷却度を調整していった結果，冷媒充填量については，R290 は 400g， R454C は 950g となった．なお，R22 の冷媒充填量は 910g である．
4.1.2.4 試験条件
試験条件は，ルームエアコンの JIS C 9612:2013[3]の室外機と室内機の温度条件に準拠して冷房 4 条
件，暖房 4 条件の計 8 条件とした．具体的な温度と負荷条件を Table 4.1.2-2 に示す．

205

Table 4.1.2-2 Test conditions
Indoor temperature(℃)
Dry / Wet

Test condition①②
Cooling③④⑤⑥
Heating⑦⑧Standard cooling
Full-capacity test
Standard cooling
Half-capacity test
Low-temperature cooling
Half-capacity test
Low-temperature cooling
Minimum-capacity test
Standard heating
Full-capacity test
Standard heating
Half-capacity test
Standard heating
Minimum capacity test
Low-temperature heating
Full-capacity test

Outdoor temperature(℃)
Dry / Wet

Partial load ratio(%)

35 / 24100

35 / 2450

29 / 1950

29 / 19

25

7/6

100

7/6

50

7/6

25

2/1

100

27 / 19

20 / 15

4.1.2.5 試験結果
今回は，
（2）R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合の冷房試験の①～④の 4 条件について以下に記述する．
Fig. 4.1.2-3 に，R22 と R290，R454C の各試験の COP の比較を示す．また，Table 4.1.2-3 に R22 とR290，R454C の定格冷房標準試験結果の比較を示す。
Table 4.1.2-3 Comparison of rated standard cooling test results for R22, R290, and R454C
Refrigerant
Compressor
Degree ofDegree ofRefrigerant type
Mass flow rate
chargespeedsuperheatingsupercooling
℃
℃
g
Hz
Kg/h
R22

910

55.0

51.0

10.26

1.72

R290

400

62.5

28.2

6.97

4.63

R454C

950

65.0

58.8

6.14

5.70

COP
（ー）

①

②

③

④

Fig. 4.1.2-3 Comparison of COP values obtained during the cooling tests (adjusted to a cooling capacity of 2.2 kW)

206

各試験において，R22 と R290 を比較すると，定格冷房標準試験では R290 の COP が R22 の COP
よりも若干高い値を示したが，他の試験では R290 の COP は R22 の COP よりも 10％程度低い値を示す結果となった．また，R290 と R454C を比較すると，R454C の試験結果の COP は R290 に比べて，10％～25％低い値となった．
4.1.2.6 考察
ここで，まず， R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場
合の R22 と R290 の COP について考察する．定格冷房標準試験では R290 の COP が R22 の COP よりも若干高い値を示したが，ほぼ同等の値となった．これは R290 の気化潜熱が R22 の約 2 倍である
ため，R290 を用いた場合の冷媒循環量は少なくなって圧損が小さくなる効果と，この空調機が R22用に設計されているため R290 を用いて 2.2kW の空調能力を出そうとすると，R22 よりも圧縮機回転数を増す必要があり圧縮機効率の低下を招く効果が相殺した結果と推測される．
次に R290 と R454C の比較を①の定格冷房標準能力試験の結果に基づき考察する．試験条件①での R454C の COP は， R290 よりも 25％程度低い値となった．この理由は，R454C は低圧冷媒である R1234yf が R454C の組成の 78.5%を占めており，R454C 自体も低圧冷媒の傾向を持つことから，
R454C は R290 に比較して潜熱が小さく，式(4.1.2-1)より R290 と同じ能力を得るためには質量流量を大きくする必要がある．これにより式(4.1.2-2), 式(4.1.2-3)より圧力損失が R290 に比べて大きくなることで圧縮機前後の圧力差が大きくなるため，圧縮機の消費電力は 200W ほど大きくなっている．このため，R454C の COP が低下する結果となったと考えられる． Fig. 4.1.2-5 に試験条件①における R22と R290，R454C の試験結果を， Fig. 4.1.2-6 に試験条件①における R22 と R290，R454C の p-h 線図を示す．
(4.1.2-1)

𝑄𝑐 = 𝐺𝑅 ∆ℎ𝐸𝑉1
𝜌 𝑣 2
2𝑑 𝑅 𝑅(4.1.2-2)

𝐺𝑅 = 𝜌𝑅 𝑣𝑅 A

(4.1.2-3)∆𝑃 = 𝑓

R22 (COP=2.75)

R454C (COP=2.18)

R290 (COP=2.89)

Fig. 4.1.2-5 Test results for R22, R290, and R454C under test condition ① (standard cooling full-capacity test)

207

R22

R290

R454C

Fig. 4.1.2-6 Comparison of P–h diagrams for R22, R290, and R454C

4.1.2.7 各種冷媒機器の実験結果のまとめ
本研究では，R22 冷媒のルームエアコンに，低 GWP 冷媒である R290 と R454C をドロップインして試験を行い，冷媒の違いによる空調機の性能を評価した．この結果，R22 の能力 2.2kW が発生する
圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合，R22 に比較して R290 は，定格能力時にはほぼ同等の COP であるが，部分負荷領域では R22 の COP よりも 10％程度低い値となった．また，R454Cの COP はさらに R290 よりも 10％～25％低い値となった．
なお，4.1.3 モデルの妥当性検証において，この実験結果を基に，開発したシステムシミュレーターの計算値の妥当性検証結果を記述する．

208

4.1.3 モデルの妥当性検証結果
4.1.3.1 妥当性検証の背景と目的
冷凍空調機器としての実際の運転性能が評価すべき最重要因子であるが，低 GWP 冷媒用の空調機の正確な評価のためには，空調機のスペックの検討や製作に要する期間においてアドバンテージのあるシ
ステムシミュレーター等の各種シミュレーターの活用が大変有効である．そこで，本学で開発を進めているシステムシミュレーターEF+M について，その計算値の妥当性や計算精度を検証することを目的として，4.1.2 節で示した R22 冷媒の空調機に，低 GWP 冷媒である R290 と R454C をドロップインした
定格冷房標準試験結果を対象として解析を行い，実験値と計算結果の違いを評価した．
4.1.3.2 R22 冷媒のシミュレーション結果
本節では，4.1.2 節に記載の冷房試験条件の中で，①の条件について基準冷媒である R22 の解析結果を以下に記述する．解析手順については，今回は蒸発器及び凝縮器のコンポーネント単体の解析の後にシステム解析を行う手順を取った．
Table4.1.3-1 に，蒸発器単体解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-1 に解析結果のモリエル線図を示す．また蒸発器出口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-2 に，圧縮機入口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-3 に示す．
Table 4.1.3-1 Conditions for the evaporator simulation (R22)kPa
Atmospheric pressure
100.9
Indoor dry-bulb temperature
27.00℃
Indoor wet-bulb temperature
19.00℃
g/kg(DA)
Indoor absolute humidity
10.50
kg/s
Indoor fan air flow rate
0.1037kg/s
Mass flow rate at evaporator inlet
0.01307
kPa
Evaporator inlet pressure
693.0
kJ/kg
Evaporator inlet enthalpy
250.8

Fig. 4.1.3-1 P–h diagram of evaporator simulation results (R22)209

Table 4.1.3-2 Comparison of experiment and simulation results at the evaporator outlet (R22)
Parameter
Units
Experimental result Simulation result
Absolute error
Relative error-1.14×10-4-1.72×10-2
kPa
Pressure
660
660-0.123-0.162kJ/kg
Enthalpy
410
410-2.99×10-2-1.37℃
Temperature
11.8
11.6

Table 4.1.3-3 Comparison of experiment and simulation results at the compressor inlet (R22)
Parameter
Units
Experimental result Simulation result
Absolute error
Relative error-4-8.53×10-0.137kPa
Pressure621
620
6.98×10-2
1.68×10-2
kJ/kg]
Enthalpy
417
417
7.18×10-2
0.373℃
Temperature
19.3
19.3

Table4.1.3-4 に，凝縮器単体解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-2 に解析結果のモリエル線図を示す．また凝縮器出口における実験値と解析結果の比較を Tabl4.1.3-5 に示す．
Table 4.1.3-4 Conditions for the condenser simulation (R22)kPa
Atmospheric pressure
100.9℃
Outdoor dry-bulb temp
35.00℃
Outdoor wet-bulb temp
21.14
g/kg(DA)
Outdoor absolute humidity
10.06
Outdoor fan air flow ratekg/s
0.3262of condenser 1
Outdoor fan air flow rate
kg/s
0.08156of condenser 2
kg/s
Mass flow rate at condenser inlet
0.01307kPa
Condenser inlet pressure
1709
kJ/kg
Condenser inlet enthalpy
447

Fig. 4.1.3-2 P–h diagram of condenser simulation results (R22)
Table 4.1.3-5 Comparison of experiment and simulation results at the condenser outlet (R22)
Experimental result Simulation result
Absolute error
Relative error
Parameter
Units
kPa
Pressure
1648
1705
56.7
3.44
kJ/kg
Enthalpy
251
252
1.25
0.497
℃
Temperature
40.9
41.8
0.939
2.30

210

Table 4.1.3-6 Conditions for the full system simulation (R22)kPa
Atmospheric pressure
101.2
Indoor dry-bulb temp
27.00℃
Indoor wet-bulb temp
19.00℃
g/kg(DA)
Indoor absolute humidity
10.50
Indoor fan air flow rate
kg/s
0.1037
Outdoor dry-bulb temp
35.00℃
Outdoor wet-bulb temp
21.14℃
g/kg(DA)
Outdoor absolute humidity
10.06
Outdoor fan air flow ratekg/s
0.3262of condenser 1
Outdoor fan air flow rate
kg/s
0.08156of condenser 2
rps
Compressor speed
48

さらに Table4.1.3-6 に，システム解析における解析条件を，また Fig.6.3-3 に解析結果のモリエル線
図を示す．また実験値と解析結果の比較を Table6.3-7 に示す．

Fig. 4.1.3-3 P–h diagram of full system simulation results (R22)211

Table 4.1.3-7 Comparison of full system experiment and simulation results (R22)
Cooling
Power
Mass flow Condensing Evaporating
capacity
consumption
rate
temperature temperature
℃
℃
%
%
%
Experiment
Simulation
Compressor
inletpressure
MPa
Experiment
Simulation

0.621
0.587

Experiment
Simulation

Experiment
Simulation

100
99.1

100
99.4

100
101

Compressor
outletpressure
MPa

Compressor
inlettemperature℃

Compressor
Degree ofDegree ofoutletsuperheating supercoolingtemperature
℃
℃
℃

1.71
1.72

19.3
19.8

Condenser
inletpressure
MPa

Condenser
outletpressure
MPa

1.71
1.72

1.65
1.72

Evaporator
inletpressure
MPa

Evaporator
outletpressure
MPa

0.693
0.667

0.660
0.629

43.0
44.7

81.8
82.1

9.00
8.4

2.83
2.14

2.11
4.32

Condenser Condenser
inlet
outlettemperature temperature
℃
℃
76.6
77.2

40.9
40.4

Evaporator Evaporator
inlet
outlettemperature temperature
℃
℃
10.7
9.31

11.8
12.3

4.1.3.3 R290 冷媒のドロップインに対するシミュレーション結果
続いて，R290 の解析結果を以下に記述する．Table4.1.3-8 に，蒸発器単体解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-4 に解析結果のモリエル線図を示す．また蒸発器出口における実験値と解析結果の比較
を Table4.1.3-9 に，圧縮機入口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-10 に示す．
Table 4.1.3-8 Conditions for the evaporator simulation (R290)kPa℃℃
g/kg(DA)
kg/s
kg/s
kPa
kJ/kg

Atmospheric pressure
Indoor dry-bulb temperature
Indoor wet-bulb temperature
Indoor absolute humidity
Indoor fan air flow rate
Mass flow rate at evaporator inlet
Evaporator inlet pressure
Evaporator inlet enthalpy

212

100.7
27.00
19.00
10.53
0.09251
0.008000
629.6
312.0

Fig. 4.1.3-4 P–h diagram of the evaporator simulation results (R290)
Table 4.1.3-9 Comparison of experiment and simulation results at the evaporator outlet (R290)
Parameter
Pressure
Enthalpy
Temperature

Units
kPa
kJ/kg
℃

Experimental result

Simulation result

599
584
8.00

597
584
8.10

Absolute error

Relative error-3-0.292
5.79×10-2
1.25-1.75×10
0.338
0.0997

Table 4.1.3-10 Comparison of experiment and simulation results at the compressor inlet (R22)
Parameter

Units

Pressure
Enthalpy
Temperature

kPa
kJ/kg
℃

Experimental result

Simulation result

569
594
13.1

570
594
13.1

Absolute error

Relative error

1.04×10-3
1.71×10-2
3.00×10-2

0.183
2.87×10-3
0.229

Table4.1.3-11 に，凝縮器単体解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-2 に解析結果のモリエル線図を示す．また凝縮器出口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-12 に示す．
Table 4.1.3-11 Conditions for the condenser simulation (R290)kPa

Atmospheric pressure
Outdoor dry-bulb temperature
Outdoor wet-bulb temperature
Outdoor absolute humidity
Outdoor fan air flow rateof condenser 1
Outdoor fan air flow rateof condenser 2
Mass flow rate at condenser inlet
Condenser inlet pressure
Condenser inlet enthalpy

213

℃
℃
g/kg(DA)

100.7
35.00
23.99
14.33

kg/s

0.5078kg/s

0.1270

kg/s
kPa
kJ/kg

0.008000
1564
650

Fig.4.1.3-5 P–h diagram of the condenser simulation results (R290)
Table 4.1.3-12 Comparison of experiment and simulation results at the condenser outlet (R290)
Parameter
Pressure
Enthalpy
Temperature

Units
kPa
kJ/kg
℃

Experimental result

Simulation result

1560
312
41.8

1560
312
40.7

Absolute error

Relative error-44.56×10-2-0.158-2.70

7.11×10-0.495-1.13

最後に Table4.1.3-13 に，システム解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-3 に解析結果のモリエ
ル線図を示す．また実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-14 に示す．
Table 4.1.3-13 Conditions for the full system simulation (R290)
Atmospheric pressure
Indoor dry-bulb temperature
Indoor wet-bulb temperature
Indoor absolute humidity
Indoor fan air flow rate
Outdoor dry-bulb temperature
Outdoor wet-bulb temperature
Outdoor absolute humidity
Outdoor fan air flow rateof condenser 1
Outdoor fan air flow rateof condenser 2
Compressor speed

214

kPa
℃
℃
g/kg(DA)
kg/s℃℃
g/kg(DA)

100.7
27.00
19.00
10.53
0.09251
35.00
23.99
14.33

kg/s

0.5078kg/s

0.1270rps

62.37

Fig. 4.1.3-6 P–h diagram of the full system simulation results (R290)
Table 4.1.3-14 Comparison of full system experiment and simulation results (R290)
Cooling
Power
Mass flow Condensing Evaporating
capacity
consumption
rate
temperature temperature
℃
℃
%
%
%
Experiment
Simulation
Compressor
inletpressure
MPa
Experiment
Simulation

0.570
0.564

Experiment
Simulation

Experiment
Simulation

100
101

100
96.5

100
101

Compressor
outletpressure
MPa

Compressor
inlettemperature
℃

1.57
1.58

12.8
13.2

Condenser
inletpressure
MPa

Condenser
outletpressure
MPa

1.56
1.58

1.56
1.58

Evaporator
inletpressure
MPa

Evaporator
outletpressure
MPa

0.630
0.623

0.601
0.592

46.0
46.2

6.20
8.32

Compressor
Degree ofDegree ofoutletsuperheating supercoolingtemperature
℃
℃
℃
64.5
65.5

0.10
0.82

2.11
5.00

Condenser Condenser
inlet
outlettemperature temperature
℃
℃
59.5
63.4

41.8
41.2

Evaporator Evaporator
inlet
outlettemperature temperature
℃
℃
9.40
9.26

7.96
8.24

4.1.3.4 R454C 冷媒のドロップインシミュレーション結果
最後に，R454C の解析結果を以下に記述する．Table4.1.3-15 に，蒸発器単体解析における解析条件
を，また Fig. 4.1.3-7 に解析結果をモリエル線図で示す．また蒸発器出口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-16 に，圧縮機入口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-17 に示す．

215

Table 4.1.3-15 Conditions for the evaporator simulation (R454C)
Atmospheric pressure
kPa
101.2
Indoor dry-bulb temperature℃
27.00
Indoor wet-bulb Temperature℃
19.00
Indoor absolute humidity
g/kg(DA)
10.46
Indoor fan air flow ratekg/s
0.1040Mass flow rate at evaporator inlet
kg/s
0.01630
Evaporator inlet pressure
kPa
649.8
Evaporator inlet enthalpy
kJ/kg
258.8

Fig. 4.1.3-7 P–h diagram of the evaporator simulation results (R454C)
Table 4.1.3-16 Comparison of experiment and simulation results at the evaporator outlet (R454C)
Parameter
Units
Experimental result
Simulation result
Absolute error
Relative error
588

590

2.00×10-3-0.340

Enthalpy

kPa
kJ/kg

394

394

-0.125-3.18×10-2

Temperature

℃

8.40

8.32

-7.21×10-2-0.858Pressure

Table 4.1.3-17 Comparison of experiment and simulation results at the compressor inlet (R454C)
Parameter
Units
Experimental result
Simulation result
Absolute error
Relative error
Pressure
Enthalpy

kPa
kJ/kg

510
397

516
397

5.92×10-3-0.5021.16-0.126

Temperature

℃

9.58

9.21

-0.394-3.80

Table4.1.3-18 に，凝縮器単体解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-8 に解析結果をモリエル線図で示す．また凝縮器出口における実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-19 に示す．

216

Table 4.1.3-18 Conditions for the condenser simulation (R454C)
Atmospheric pressure
101.2
kPa
Outdoor dry-bulb temperature
35.00℃
Outdoor wet-bulb temperature
Outdoor absolute humidity
Outdoor fan air flow rateof condenser 1
Outdoor fan air flow rateof condenser 2
Mass flow rate at condenser inlet
Condenser inlet pressure
Condenser inlet enthalpy℃
g/kg(DA)

25.36
16.46

kg/s

0.3239kg/s

0.08098

kg/s
kPa
kJ/kg

0.01630
1928
434.1

Fig. 4.1.3-8 P–h diagram of condenser simulation results (R454C)
Table 4.1.3-19 Comparison of experiment and simulation results at the condenser outlet (R454C)
Parameter
Units
Experimental result
Simulation result
Absolute error
Relative error
Pressure
Enthalpy
Temperature

kPa
kJ/kg
℃

1922
259
39.1

1924
258
38.9

1.87×10-3-0.299-0.181

9.75×10-2-0.115-0.464

最後に Table4.1.3-20 に，システム解析における解析条件を，また Fig. 4.1.3-9 に解析結果をモリエ
ル線図で示す．また実験値と解析結果の比較を Table4.1.3-21 に示す．
Table 4.1.3-20 Conditions for the full system simulation (R454C)
Atmospheric pressure
101.2
kPa
Indoor dry-bulb temperature
27.00℃
Indoor wet-bulb temperature
Indoor absolute humidity
Indoor fan air flow rate
Outdoor dry-bulb temperature℃
g/kg(DA)
kg/s
℃

19.00
10.46
0.104035.00

Outdoor wet-bulb temperature
Outdoor absolute humidity
Outdoor fan air flow rateof condenser 1
Outdoor fan air flow rateof condenser 2
Compressor speed℃
g/kg(DA)

25.36
16.46

kg/s

0.3239kg/s

0.08098

rps

65

217

Fig. 4.1.3-9 P–h diagram of the full system simulation results (R454C)
Table 4.1.3-21 Comparison of the full system experiment and simulation results (R454C)
CoolingPower
Condensing Evaporating
Mass flow rate
capacity
consumption
temperature temperature
%
%
%
℃
℃
Experiment
Simulation
Compressor
inlet pressure

Experiment
Simulation

100
101

100
104

100
96.9

Compressor
Compressor
outlet pressure inlet temperature

48.0
45.0

6.90
8.14

Compressor
outlettemperature

Degree ofsuperheating

Degree ofsupercooling

MPa

MPa

℃

℃

℃

℃

0.510
0.508

1.94
1.92

9.58
11.0

75.0
74.3

0.449
1.94

5.63
5.71

Condenser inlet Condenser Condenser inlet Condenser outletpressure
outlet pressure temperaturetemperature
MPa

MPa

℃

℃

Experiment

1.93

1.92

68.7

39.1

Simulation

1.92

1.91

71.8

38.8

Evaporator
Evaporator Evaporator inlet Evaporator outlet
inlet pressure outlet pressure temperaturetemperature
Experiment
Simulation

MPa

MPa

℃

℃

0.650
0.638

0.581
0.580

6.11
4.83

8.40
9.43

4.1.3.5 モデルの妥当性検証のまとめ本研究では，R22 冷媒のルームエアコンに，基準冷媒である R22 を充填した試験結果と低 GWP 冷媒
である R290 と R454C をドロップイン試験した結果を用いてシステムシミュレーターで解析を行い，実験値と計算結果を比較検証した．この結果，実験値とシミュレーション計算値は，よく一致していることが確認できた．
218

4.2 シミュレーター開発
4.2.1 熱交換器シミュレーター開発
次世代冷媒になった場合に最も課題となるのが熱交換器である．非共沸混合冷媒となると熱交換器内で温度グライドが生じるため，熱交換器の構造の変更が必要となる．それにもかかわらず，それぞれの冷媒での性能比較が従来の純冷媒や共沸冷媒(疑似を含む)用に設計した熱交換器にドロップインして比較されてしまっていることは，大きな問題である．
そこで，次世代冷媒の性能が比較検討できる熱交換器シミュレーターを開発することとした．このシミュレーターの特徴は，ユーザーは図 3-1.1 に示すように GUI 上で熱交換器の接続条件を与えることによって容易に熱交換器全体のシミュレーションを実施することが可能となることである．また，混合冷媒において温度グライドが生じた場合に特に重要となる熱交換器への冷媒の流動方法をも AI を使って最適化させることも可能となっている．

Fig.4.2.1-1 Heat exchanger simulator GUI

これにより，熱交換器の解析は非常に容易になった．とりわけ，R454C のような非共沸混合冷媒では，冷媒の経路が熱交換器性能に大きな影響を与えるため，今後も熱交換器のパスについては，十分な検討が必要となる．

219

4.2.2 システムシミュレーター開発
今後多様な次世代冷媒が開発される中で，それらがシステムとしてどのような性能を発揮するかを実験的に検証していくとは不可能である．このため，シミュレーション技術を活用して分析を進めることが有効となる．これまで，早稲田大学のグループでは，Energy flow+M なる汎用エネルギーシステム解析シミュレーターを開発してきた．そして，日本冷凍空調工業会における標準コードと認定いただいて様々な冷媒の評価に活用されてきた．しかし，このコードの活用を進めていただいている日本冷凍空調
工業会内に設置された冷媒評価ワーキングからシミュレーターの使い勝手が悪く GUI や計算手法に対して，多くの修正点が提示された．ごく一例ではあるが，致命的な例としては次のとおりである．
・ 熱交換器部の GUI が複雑すぎ，伝熱管の接続を設定するだけでも莫大な時間を要してしまう．
・ VRF システムのようにシステムが複雑となると一気に計算が遅くなり，収束できなくなる事態も多発する．
・ 制御計算の場合，定常計算であるにもかかわらず非定常計算を行わなければならず，多くの計算時間が必要となる．
また，このシミュレーターを使っている研究員や学生からも次の声が出ている．
・ エクセルをベースとしているため，これ以上モジュールを増やすのには限界がある．
・ コードがきちんと構造化されていないため，内部の機能が複雑に相互影響しており，モジュールを変更するたびにコード全体としての変数の再定義等が余儀なくされる．これにより，現状では，研究員や学生には新しいモジュールの追加すらできない．
・ 次世代冷媒としての混合冷媒の解析時にローカルな混合冷媒の内部状態等をきちんと計算することができず，平均値を用いざるを得ない．
このようないち早く修正が迫られる課題を受けて，本事業で次の開発を進めているところである．なお，そもそもシステム解析論にも修正すべき課題があり，それについても同様にこのプロジェクトの中で進めている．これについては，システム解析論の確立ところで述べたとおりである．
上記の修正を進めるとともに，今回，下記のようなほぼ新規作成に近い抜本的な改善を行った．
・ 計算コア部では，システム解析部，モジュール解析部，収束計算部，冷媒物性部等が独立し，構造化され，修正や追加が容易なコード
・ GUI の構造を完全なるツリー構造とするとともに，熱交換器では新たな GUI を構築することによって，システムフローの入力時間の大幅な短縮を図る．
・ 新しい収束計算法を取り入れ，高速化を図る．
・ 最新の REFPROP に基づいた冷媒物性情報を入力するとともに，冷媒をマップ化することにより，精度向上，高速化を図る．
図 4.2.2-1 には，新たに構築したコードの全体的な構成が示されている．全体としての構造化がなされていることが特徴である．
図 4.2.2-2 には，新コードの GUI 構造が示されている．GUI 自体の構造化も実現しているため，GUIの変更等もユーザーが容易となる．
図 4.2.2-3 には計算コアの構造について示す．それぞれの機能を完全に構造化し，独立性を担保したため，容易にモジュールやシステム全体の変更が容易となった．また，実際の計算部においても新たに構築したモジュール解析論に忠実に作成されているため，新しいデバイスのモジュール作成が非常にシンプルとなり，デバイスの修正や変更にも容易に対応できるようになる．また，拡張性も高くなり，現
在評価装置用に構築している空調負荷との連成計算をさせることによって，完全に評価装置で取得したデータの再現等も可能となる．
図 4.2.2-4 には，モジュールの構造が示されている．モジュール内では，いわゆる熱交換器をはじめとするデバイスの数値解析が実現されるわけであるが，ここについてもクラス構造として極めてシンプ
ルにわかりやすい表記がされるようになった．
図 4.2.2-5 には，システム全体のモジュールの接続フローが示されている．モジュールを表すアイコンが構造化されるとともに，計算結果が P-h 線図上に示される等，より視覚的にもわかりやすくなっている様子が見て取れる．

220

Fig.4.2.2-1 overall structure

Fig.4.2.2-2

EFM II GUI structure221

Fig.4.2.2-3

EFM II calculation core structure

Fig.4.2.2-4

EFMⅡ module structure222

Fig.4.2.2-5

Calculation process on EFMⅡ GUI

223

4.2.3 LCCP シミュレーター開発
4.2.3.1 LCCP シミュレーター開発の背景
地球温暖化が進むにつれて、高効率のヒートポンプ技術が注目されてきている．その中、適用範囲が大きい蒸気圧縮式ヒートポンプはさらなる普及が期待される．ただし、従来の圧縮式ヒートポンプの冷媒の多くは、温室効果が強い物質であり、現時点の技術にとって冷媒漏洩を完全に止めることは非常に難しいため、温室効果の低い次世代冷媒（低 GWP 冷媒）への転換が求められている．
このような背景から，ヒートポンプ機械の地球温暖化への影響評価として、冷媒の GWP や漏れ等による環境負荷の影響を含めた総合的な評価が必要となる．この考えに基づき、地球温暖化係数(GWP)、
冷媒漏洩、電力消費等の影響を考慮し総合的な温暖化影響を評価した指標となるライフサイクル温暖化特性(Life Cycle Climate Performance、LCCP)評価は大変有効であるといえる．LCCP は 1990 年代に地球温暖化への影響評価手法として初めて提案され 1)、2018 年に Stephen O．Andersen によって要約された 2）． LCCP の評価項目としては、冷媒による温暖化影響（直接影響）とエネルギー消費による温暖化影響（間接影響）という二つの部分で構成され、計算のために、対象機器の冷媒年間リーケー
ジ率や使用年限などの複数のファクターが必要となる． しかし、低 GWP 冷媒への置き換えが LCCPに与える影響についての研究が少ない現状で、複数のファクターにより LCCP 結果が算出される場合、その結果に対して各ファクターの影響度合は未だに明確にされていない．
4.2.3.2 LCCP の定義
ヒートポンプシステムの地球温暖化への影響を把握するため、冷媒漏洩やエネルギー消費における影響を含めて統合的な評価手段である LCCP（Life Cycle Climate Performance）が 1990 年代に初めて提案された．近年 LCCP に関する研究の多くは、2016 年の Guideline For LCCP v1.2 に記載された LCCP 計算式に従って計算を行った．式(4.2.3-1)～(4.2.3-3)は LCCP 計算式を示す．
𝐿𝐶𝐶𝑃 = 𝐷𝑖𝑟𝑒𝑐𝑡 𝐸𝑚𝑖𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 + 𝐼𝑛𝑑𝑖𝑟𝑒𝑐𝑡 𝐸𝑚𝑖𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛(4.2.3-1)

𝐷𝑖𝑟𝑒𝑐𝑡 𝐸𝑚𝑖𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 = 𝐶 ∙ (𝐿 ∙ 𝐴𝐿𝑅 + 𝐸𝑂𝐿) ∙ (𝐺𝑊𝑃 + 𝐴𝑑𝑝. 𝐺𝑊𝑃)
(4.2.3-2)

𝐼𝑛𝑑𝑖𝑟𝑒𝑐𝑡 𝐸𝑚𝑖𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 = 𝐿 ∙ 𝐴𝐸𝐶 ∙ 𝐸𝑀 + 𝛴(𝑚 ∙ 𝑀𝑀) + 𝛴(𝑚𝑟 ∙ 𝑅𝑀) + 𝐶 ∙ (1 + 𝐴𝐿𝑅) ∙ 𝑅𝐹𝑀(4.2.3-3)+𝐶 ∙ (1 − 𝐸𝑂𝐿) ∙ 𝑅𝐹𝐷

上記のように、LCCP は冷媒漏洩による直接影響とエネルギー消費による間接影響という二つの部
分で構成されている、直接影響の計算は、先ず年間リーケージ率（ALR）を使用年限（L）にかけて使用漏洩率を計算し、それに回収リーケージ率（EOL）をたして全体漏洩率を計算する．そこで、冷媒
充填量（C）と地球温暖化係数（GWP、Adp. GWP）にかけて冷媒漏洩による直接影響を計算する．
間接影響の方が、主に電力消費量、製品製造、材料回収、冷媒製造及び冷媒回収による温暖化影響という五つの部分で構成されている．ここで、電力消費量による CO2 排出は年間エネルギー消費を使用年限と CO2 排出係数にかけて計算される．製品製造と回収による温暖化影響は、材料（m）と回収材料の重量（mr）をそれぞれ材料製造（MM）と回収 CO2 排出係数（RM）にかけて計算される．
従来の研究によると、多くの場合に、稼働条件に依存する電力消費量による温暖化影響は LCCP に対して支配的な要因であり、製品と冷媒の製造と回収による温暖化影響が非常に小さい．
Fig.4.2.3-1 に LCCP シミュレーターによる計算結果の表示画面例を示す．この LCCP シミュレーター
では，LCCP 計算に必要なパラメータを入力すると，4.2.2 節で述べたシステムシミュレーターにより計算した結果から年間消費電力量を引用することで， システムの LCCP が計算できる．

224

Fig.4.2.3-1 Calculation results display screen of the LCCP simulator

225

4.3 システム特性解析
4.3.1 熱交換器解析
4.3.1.1 熱交換器解析の概要
本研究では，次世代冷媒の性能評価のために，熱交換器回路の進化的最適化に基づく評価手法を提案する．フィン付き管式熱交換器を対象としたシミュレーションでは，冷媒回路の双方向の数学的表現（管-管隣接行列）と，進化的探索の際に回路の一貫性と実現性を確保するための関連する制約条件の定式化を行った．熱交換器の解析において最適配置の効率的な進化的探索のために，「遺伝的熱経路生成法」という新しい最適化アルゴリズムを開発した．この技術は，物理的に実現可能である限り，分割・合流ノードの数や位置に制約のない複雑な回路への遺伝的演算子の実装を扱うことができ，それゆえ，従来の最適化研究の探索空間を拡大し最適化することが可能となる．空調用途の 36 個の配管数を持つ蒸発器の最適化回路に対し，代表的な R 32，R 410A，R 454C の 3 種類の冷媒を用いた場合の性能を評価した．
所定の出力容量と空気出口温度において，R 454C のような非共沸混合冷媒では，より大きな COP 向上（最大 7.26%）が達成され，空気温度変化と温度グライドを適切にマッチングさせることで，必要な圧縮比をさらに低減できる可能性があることが分かった．これまでのドロップイン性能分析とは逆の成果，
つまり温度差のある低 GWP 非共沸混合冷媒が R 410A よりも高い性能を，そして R 32 と同等程度の性能を達成できる見込みがついた．
カーボンニュートラルと持続可能な開発への道筋において，エネルギー変換技術は，安価でクリーンなエネルギー，包括的で持続可能な産業化とイノベーション，そして気候変動への緊急対策を実現するための深い変革期を迎えている 1）．その中で，暖房・換気・空調・冷凍（HVACR）システムは，広範囲に運用されているため，直接的にも間接的にも環境に大きな影響を与えている．そのため，システムの効率を向上させ，環境にやさしい作動流体，つまり冷媒の代替を探索することにより，これらの有害な影響を軽減することに焦点を当てた研究が行われている．冷媒は，地球温暖化係数（GWP），オゾン層破壊係数（ODP），安全性，熱力学的特性，性能，コストなど，さまざまな面からその特性が評価される．
しかしすべての条件を満足できる冷媒は現状では存在せず，用途によって最適な物質の選定は異なる．
このように，冷媒性能に関して要求が厳しくなるにつれ，様々な低負荷の混合冷媒が新たに開発され，冷媒の自由度が増し，従来型の代替となる可能性が出てきている．しかしながら，熱交換器を設計するとなると，非共沸混合冷媒のような新しい代替冷媒は，純冷媒や共沸冷媒とは異なる，複雑さとそれに伴う特殊性がある．Jakobs and Kruse 2）は，非共沸混合冷媒に対応するローレンツサイクルが実現されると仮定して，温度グライドを持つ非共沸混合の大幅なエネルギー削減の可能性を示した．Kruse 3） は，冷媒と外部流体の平均温度差を小さくすることによって，蒸発器と凝縮器の温度プロファイルの最適なマッチングに近づくように冷媒混合組成を調整することによって，5～10%のエネルギー節約を実現した．しかし，このような熱力学的な利点を，具体的な設計手法によって実際にどのように適用していく
かは，いまだに実証されていない．単に熱物性に基づく解析やドロップイン試験 4）では，異なる冷媒の実際のポテンシャルを把握することが難しいことは広く認識されているところである．それゆえに，シ
ステムの設計と運用は，それぞれの作動流体に合わせて行わなければならない．これらを考慮すると，
低 GWP 冷媒の効果的な導入は，特定の要素設計を行う際に，作動流体の輸送性能を考慮する高度な性
能評価技術の開発と密接に関係しているといえる．
熱交換器は，外部の熱源および熱吸収源とシステムの接点となる．そして，熱交換器は一般的に蒸気
圧縮式空調機において，必要不可欠で最も重要な構成要素となるため，システム全体の容量と効率に大きな影響を及ぼす．そして伝熱形態は相変化熱伝達となるため，その最適設計は非常に複雑な問題として一般に認識されている．通常，冷媒側の伝熱管内では，幅広い蒸気乾き度で相変化熱伝達を生じさせるため，流動様式などによって異なる伝熱特性を持つことになる．一方，伝熱管外では，空気が流動することで熱交換を行う．内部流体と外部流体の熱伝達特性が異なるため，内部と外部の熱抵抗の大きさ
が局所的に大きく変動し，それに伴って温度差も大きく変動する．これらの現象は，最適な設計を模索する上での考慮すべき重大な課題となり，特定の用途のケースや異なる冷媒の特性に対して空気側が伝熱の律速となりうるため，空気側の伝熱特性が熱交換器の性能特性に大きく効いてくる．
これまでにも，低い空気側熱伝達率を補うことで，凝縮器と蒸発器の空気側輸送性能を最大化するた226

めのさまざまな研究が行われてきた 5-11）．しかし，空気側の圧力損失と形状に関連する設計変数の数とは相反の関係であるため，空気側伝熱面の最適な構造設計の複雑さが現状の問題として上げられる 8）．
ほかには，冷媒側伝熱管内の断面形状を変化させることで，熱抵抗をさらに低減できることが示されている 12-13）．しかし，冷媒の相変化熱伝達率は，蒸気クオリティで大きく異なるため，凝縮器と蒸発器の性能を高めるには，気流側との温度差と熱抵抗においての適切なバランスを取る必要がある．別の先行研究 14-15）で実証されたように，並列分岐の分割と合流の導入を含む冷媒回路の最適化は，蒸発器，凝縮器，および他の流動機構の空気－冷媒温度差，熱抵抗比，および冷媒側圧力損失の局所的配置に有効に作用する．しかし，凝縮器や蒸発器は通常，多数の配管からなり，冷媒流路の組み合わせが無数に考えられる状態で束状に配置されており，各回路の熱伝達性能は，それぞれの適用事例の冷媒特性や運転条件に強い相関を有することが問題を複雑化させている．このため，特に異なる冷媒の種類を対象とする
場合，最適な配管回路の特性は各冷媒の熱物性・輸送特性に依存するため，実験的な試行錯誤によって得られる最適回路の探索には限界があるのは想像に難しくない．加えて，冷媒回路設計のため，一般的に使用される解析手法は，現在のところ存在しない 16）．このため，多くの研究者らは，熱交換器の冷媒
伝熱管の配列の最適化問題について進化的探索手法により，解決に向けて取り組んでいる．
Liang ら 17）は，回路の分岐が伝熱・流体特性に与える影響について研究してるが，彼らの数値・実験的研究はいずれも，分岐が 2 つある冷媒回路に限定されている．Domanski 18-19）は，フィンチューブ蒸発器と凝縮器のシミュレーションのためのソフトウェアパッケージを開発した．そのモデルでは 20），伝熱管ごとのアプローチ手法を用い，一般的な複雑回路の配置を扱えるようにした．このモデルは，Lee ら21）によって，二次元の気流分布を考慮し，さらに発展させられた．Liang ら 22）は，エクセルギー破壊解析により，異なる冷媒回路の性能を評価した．
しかし，この熱交換器に対する解空間は大きく，課題は未解決のままであり，ほとんどの研究は，分岐や合流を伴わない伝熱管の構成として定義される単純な回路や，あらかじめ決められた回路数および分岐位置に研究を限定している 13,23-24）．したがって，冷媒の流れに沿って一定の輸送特性を考慮した，
簡略化された解析的アプローチ 16,25）以外は，伝熱管の回路内の分岐・合流の数と位置を定義する方法を提供することはできない．
これらの未解決限界の主な理由は，伝熱管の回路の不適切な数学的表現 26）と，複雑な回路の探索に用いられる遺伝的演算子を適切に処理できない進化論的手法に関連している 27）．そこで本研究では，
Garcia ら 26）で示された複雑な回路の数学的表現と物理的制約を取り入れ，遺伝的演算子を適用する際に回路の実現可能性と物理性を保証する制約を適用しながら，分割と併合の数と位置を効果的に処理し，自由度の高い探索空間で動作できる新しい進化的探索手法である「遺伝的熱経路生成法」を開発することを目的とした．具体的な提案としては，目標の冷却能力，圧縮機吸込部の過熱度，外部環境と室内空間の温度レベルが与えられた場合に，システム COP が最大となる蒸発器の最適化より空調サイクルにおける冷媒性能の評価とその効果を検証している．以上の目的を持って検証した結果を，以下に記す．
4.3.1.2 シミュレーター
Fig. 4.3.1-1 に示すように，フィン付き管式熱交換器の複数の冷媒回路は，グラフ理論の概念に基づいた数学的表現「管 － 管隣接行列」26）と，幅優先探索や深さ優先探索などの走査型アルゴリズムで処理される．このアプローチにより，任意の回路とそれに対応する数学的項目（Fig. 4.3.1-2）との間に一対一の関係が保証され，進化的探索の際に回路の物理性と実現可能性を保証するための定式化が可能となる．
そのため，物理的な表現は空気流れに接する個々の枝管に注目し，空気側の伝達面を，エネルギー収
支，質量収支，運動量収支のための制御体積として考えている.13)そこで以下の仮定のもと，質量，エネ
ルギー，運動量輸送方程式による数値的収束を通じて近似している．I. フィン付き管式熱交換器は定常状態にある，II. 運動エネルギーと位置エネルギーの差は無視できる，III. チューブベンドでは熱伝達が起こらない， IV. 空気側の速度は一様である．

227

(a)
Fig. 4.3.1-1(b)(a) 3D and (b) 2D schematic illustration of a finned-tube heat exchanger

Fig. 4.3.1-2

Tube-Tube Adjacency Matrix

熱伝達率は，単相流の場合は Dittus-Boelter 式 28）を用いて計算し，蒸発・凝縮領域の二相流の場合はShah 29）と Cavallini ら 30）が提案した相関式をそれぞれ用いている．混合冷媒の二相流の場合には, Shah
式 31）が採用される．空気側熱伝達率の決定には, Seshimo and Fujii 32）が，碁盤目管配列に対して導き出した相関式と, Kim ら 33）が千鳥管配列に対して提案した相関式を用いた.
数理的な詳細は，Garcia ら 26）を参照されたい．さらに，モデルの精度を向上させるために，接続 U
ベンド内の圧力損失の定式化もここに含める．リターンベンドにおける圧力損失の計算において，重要な幾何学的パラメータは，リターンベンドの長さおよび半径の 2 つである．リターンベンドの半径は，接続された 2 本のチューブの中心間距離の半分で近似し，リターンベンド長さは，180°リターンベンドの円弧長さで近似する．リターンベンドの圧力損失の計算には，Popiel and Wojtkowiak 34）と Domanski
and Hermes 35）が単相と二相の流れに対してそれぞれ提案した相関式を使用した．
4.3.1.3 モデルの妥当性
数理モデルは，空気流れ方向への 4 列と高さ方向の 5 段と構成される 20 本の伝熱管配列を持つ水－
空気の汎用コイルの実験データ 36）と，単一の伝熱管配列の 28 本の伝熱管内に R 410A を循環させる蒸発器の実験データを参照して検証された．最初のケースでは，Garcia ら 26）が示すように，予測値と実験値との偏差は+3%以内である．Fig. 4.3.1-3 (a)と (b)は，実験と解析において熱負荷と圧力がよく一致していることを示している．偏差はそれぞれ，±7%および±8%以内に収まっている．

228

(a)
Fig. 4.3.1-3(b)Comparison between experimental and calculated values of (a) heat duty and (b) total pressure drop of 28-

tube evaporator

冷媒温度も複数箇所で測定された．Garcia ら 26）は，シミュレーションと実験の温度結果を比較した
結果，ほぼ一致することを示した．つまり，計算で算出できる COP は実験値と大きく外れないことを同時に意味する．
4.3.1.4 遺伝的熱経路生成
進化的アルゴリズムは，複雑な空間においても頑健かつ柔軟に解を導くことができるため，最適化問
題において広く用いられている．進化的アルゴリズムでは，選択，交叉，突然変異など，ダーウィンの進化に着想を得たメカニズムが実装されている．基本的な進化的アルゴリズムでは，解の候補（染色体）の母集団を初期化し，以下のステップを繰り返す．
(1) 母集団内の各個体の適応度を評価する(2) 親となる個体から新しい個体を生成する(3) 個体の中から次世代に生き残る候補を選択する
この過程では，最大世代数など，ある条件が達成されるまで繰り返される．
最適な回路配置を探索するために進化的アルゴリズムを単純に用いると，回路の分割・合流の数や位置の物理的な制約を考慮できず，実現不可能な回路を生成してしまう．このような回路は適応度が 0 となり世代交代時に除去される．しかし物理的な制約を考慮しない場合，適応度が 0 となる回路が生成される割合があまりに大きいため，実現可能な回路がほとんど得られない．そのため世代交代が進んでも実現可能な個体を生成することができない．本研究で新たに開発した熱交換器最適化技術は，分割・合流の数や位置に現実的な制約を設け，実現可能な回路の探索空間に制限することで，膨大な探索空間を現実的な大きさにまで縮小させた．一方で，物理的に実現可能な回路についての制約は撤廃しており，
これにより従来の研究成果を克服したものである．具体的には，冷媒回路最適化における分岐・合流の数や位置の管理は，圧力損失，空気側と冷媒側の温度差，空気側と冷媒側の熱抵抗のバランスを制御しようとするものである．これまでに試みられた最適化研究で示された回路を表す染色体の開発は，進化的アルゴリズムの遺伝的操作が作用する配列の構築に基づくものであり，この方法論を変更しない場合，
管の再配置にしか対処できない．その理由は，配列型染色体に遺伝的操作を直接作用させると，実現不可能で物理的でない子孫が生まれるためである．そこで，以下の制約を設け，非実現・非物理的な回路を排除する．
なお以下では，「管」と「ノード」は実際には同じものを指す．現実の冷媒回路では管と呼ばれるが，木構造で表現される場合それをノードと呼ぶ．冷媒回路は，ノードとリンク(U ベンド)から構成される木で表現される．1 つ 1 つの木が，進化的アルゴリズムにおける個体（染色体）である．

229

(1) トポロジー制約
実現不可能で非物理的な回路配置を 5 つ整理した（Fig. 4.3.1-4）．I. 管が接続されていない冷媒回路，
II. 内部ループを持つ冷媒回路，III. 合流の上流側の流れが反対の流れ方向を持つ冷媒回路，IV. 管間の接続が 2 行または 2 列の距離を超える冷媒回路，V. 熱交換器の出口流が異なる側にある冷媒回路，であ
る．

I.

II.

III.

Fig. 4.3.1-4

IV.

V.

Feasibility and manufacturing constraints

これらの制約の定式化の詳細は，Garcia ら 26）を参照されたい．これらの制約のみに基づいて可能な遺伝子の組み合わせの空間を制限する一方で，合流数の上限などの不要な制約は設けない．これにより探索空間を必要十分なだけ大幅に縮小し，進化的アルゴリズムが最適解に向かって効率的に収束することが可能となる．
(2) 遺伝的操作
熱交換器の最適配置の進化的探索を効率的に管理するために，新しい最適化アルゴリズムである「遺伝的熱経路生成法」を提案する．交叉や突然変異を導入し，分割や統合の数や位置を自由に管理できる
新しい遺伝的プログラミング手法である．なお遺伝的アルゴリズムや遺伝的プログラミングは，進化的探索手法の一手法である．開発したアルゴリズムは，遺伝的操作を木構造に適用し，各ノードが一つの管に対応し，実現不可能な回路を除外するルールに従って生成される．各木（冷媒回路）はルートノード（入口管）から始まり，その葉ノード（出口管）で終わる（葉ノードとは末端に位置するノードのことである）．回路に分岐や合流がある場合，木は部分木に分岐することができる（Fig. 4.3.1-5）．

(a)Fig. 4.3.1-5(b)(a) schematic diagram of a refrigerant circuitry and (b) its corresponding tree structure

本プロセスは，大きく 5 つのフェーズに分かれる．I. 初期化，II. 選択，III. 交叉，IV. 突然変異，V.
トポロジー制約の適用，である．
I.

初期化
母集団を初期化する際，指定された数まで様々な冷媒回路をランダムに生成する．ただし，作成され230

た冷媒回路が実現可能であり，トポロジー制約に準拠していることを常に確認する必要がある．木構造の作成は，式（4.3.1-1）で与えられる枝の数 Nb を決定することから始まる．ここで，x は 0 < x < 1 の範囲のランダムな値であり，dtree は指定する最小の木の深さ（ルートノードから葉ノードに到達するために通過する必要のあるノードの数）である．最初の枝のノード数は dtree 以上であり，残りの枝のノードの数はランダムに割り当てられる．

N b = 2 + int  x ( N tubes − dtree − 2 ) 

(4.3.1-1)

Fig. 4.3.1-5 に示す回路の例を考えると，熱交換器の 並列配管の数 Ntubes は 12 である．また，木の深さの最小値 dtree を 4 にし，x の値をランダムに 0.3 とすれば，枝の数は Nb = 2 + int [0.3 * (12 - 4 - 2)]= 2 + int [1.8] = 3 となる．作成された枝の例を Fig. 4.3.1-6 に示す．この時点では，トポロジー制約が満たされていない場合がある．

Fig. 4.3.1-6

Branches generated in initialization of tree structure

次に，ある枝の最初のノードが入口管として割り当てられるか，あるいは，ある枝の最初のノードが他の枝のランダムなノードに接続されるように，枝間の接続が確立される．枝接続処理の実施回数は，Nb に等しい．Fig. 4.3.1-7 において，枝接続処理のステップは，以下の通りである．

Fig. 4.3.1-7

Branch connections during initialization of tree structures(1) 枝 1 の最初のノードを入口管として割り当て，(2) 枝 1 の 4 番目の管に枝 2 の最初のノードを接続し，(3) 枝 3 の最初のノードを入口管として割り当てる．
この入口管と接続ノードの割り当てプロセスは，結果としての木構造がトポロジー制約の条件をすべて満たすまで繰り返される．たとえば，枝 2 は 2 管で構成されており，dtree が 4 であるため，必ずほかの枝の管に接続されることになる．
II. 選択個体の評価では，数値シミュレーターを用いて，個体の蒸発器冷媒回路を与えた場合のシステムのCOP を計算し，その COP が適応度となるようにした．ここで適応度とは，生成された染色体がどれほ
ど良いものかを測る指標のことである．染色体の適応度が高くなるように進化が進む，本論文では COP

231

の最大化を目的としているため，COP を適応度とし，COP が大きくなるように進化させる．親の選択には，ルーレット選択を用いる．この種の選択法では，ある個体が親として選択される確率は，その個体の適応度に比例する．親個体の集合は，その後，交叉を受ける．
III. 交叉
この最適化手法では，一点交叉を用いる．各個体の交叉点 nodecross は，ランダムに選ばれた管番号の対応するノードである．個体 A の交叉点を nodecross.A，個体 B の交叉点を nodecross.B とする．また，
nodecross.A 及び nodecross.B の親ノードをそれぞれ nodeup.A 及び nodeup.B とする．
nodeup.A と nodeup.B
は，それぞれ複数個存在する場合もある．一点交叉では，nodecross,A を nodeup,B に連結する．同様に，nodecross,B は nodeup,A に連結される（Fig. 4.3.1-8）．

Fig. 4.3.1-8

Single-point crossover

このようにして得られた子孫は，その実現可能性をチェックされる．トポロジー制約を満たさない場
合，トポロジー制約を満たすように修正する（V 参照）．
IV. 突然変異
この段階では，2 種類の突然変異が実装されている．部分木突然変異（部分木とは，木構造の一部のことである）では，木の中で部分木がランダムに選ばれ，木の中の他のノードに連結される．もう一つの形式はスワップ突然変異で，ランダムに選ばれた二つのノードが割り当てられた管番号を交換する．
いずれの場合も，突然変異後の木がトポロジー制約を満たさない場合，トポロジー制約を満たすように修正する（V 参照）．
V. トポロジー制約の適用
交叉や突然変異によって生成された回路は実現不可能である場合があるため，得られた木構造は最終的に上記の制約に従って物理性と実現可能性を確保するために修正される．
合流する上流側の流れが管の反対側から来る場合，上流側の流れが 2 つ以上ある場合は実現不可能なリンクを切断し，上流側の流れが 2 つしかない場合は 1 つのリンクをランダムに切断する．同様に，すべての出力管は，奇数レベルか偶数レベルのいずれかに属するはずである．接続されていない管がある
場合，それは熱交換器の同じ側を流れる出口管の条件を満たすことができ，かつ分岐の下流でない分岐の最後のノードに接続されることになる．突然変異や交叉によって実現不可能な内部ループを持つ回路が生成された場合は，他の実現可能な条件を満たす限り，リンクを削除する．これらの処理を Fig. 4.3.19 に示す．さらに，接続された管が長さの制約を満たさない場合，対応するノードを，トポロジー制約を満たす他の管と交換する．この処理を，全てのノードが長さの制約を満たすまで繰り返す．ただし，3000 回繰り返してもすべてのノードが条件を満たさない場合は，この個体について，突然変異や交叉はキャンセルされる．

232

Fig. 4.3.1-9

(a)

(b)

(c)

(d)

Modification for case (a) where upstream flows of merge are coming from opposite sides of tube, (b) flows

of outlet tubes do not exit at same side, (c) non-connected tube, (d) internal loop

4.3.1.5 最適化設定
今回開発した進化型アルゴリズムをエアコンの蒸発器に搭載することで，共沸混合冷媒や非共沸混合冷媒など，特性の異なる冷媒の潜在能力を評価して，以下に詳細を記述する．
実施した最適化では，凝縮器側の飽和圧力を 45 ℃の平衡圧力，サブクールを 5 K に設定しながら，システムの成績係数（COP）を最大化するように蒸発器冷媒回路を可変パラメータとして設定した（Table1）．非共沸混合冷媒の場合，飽和圧力は沸点と露点の間の平均温度として決定される．さらに，最適化
問題は，冷媒流量，冷媒入口圧力，空気流量を収束させ，得られる冷媒回路が所望の蒸発器冷房能力，
冷媒過熱度，空気出口温度（Table 1 参照）を達成することとなる．本ケーススタディでは，36 本のチューブと 12 列のチューブ列を持つ蒸発器に対して最適化を行った．ここで，Table 4.3.1-1 に示す通り，凝縮圧力が一定であれば，蒸発器出口（圧縮機入口）圧力が高いほど，圧縮比は小さくなる．これは，後述する Fig. 12 からも判断が可能となっている．
Fig. 4.3.1-10 に示す Domanski ら 13）のベースラインから途中で 2 回路へ分岐する構成を，比較のベースラインとし，目標の冷房能力を 4～10 kW の間で変化させた．
Table

4.3.1-1

Evaporator and condenser operating conditions

Parameter
Air inlet temperature
Air inlet pressure
Air outlet temperature
Degree of superheat
Capacity
Condensation
temperature
Degree of subcooling
Isentropic efficiency
Motor efficiency
233

Value (unit)
26 (℃)
101.325 (kPa)
18 (℃)5 (K)4,6,8,10 (kW)45 (℃)
5 (K)
0.85
0.85

(a)
Fig. 4.3.1-10(b)(a) Evaporator configuration (b) baseline circuitry from 13）

Table 4.3.1-2 に示したアルゴリズム設定に従って，空調用途に使用される 3 つの代表的な冷媒（R410A，R 32，温度グライドを持つ非共沸混合冷媒の R 454C）に対して進化的探索が行われる．その解析結果は，次章に示し，議論を行うこととする．
Table 4.3.1-2

Setting of the optimization searchParameter

Value

Population size
Number of generations
Crossover probability
Mutation probability
Elitism probability

500
100
0.8
0.005
0.00054.3.1.6 結果および考察
Fig. 4.3.1-11 に，最適化した蒸発器回路を用いたシステムの COP と，ベースラインから途中で 2 回路
へ分岐路構成のシステムの COP を基準とした COP 改善率を示す．
8

6.2

R32 optimized
R32 baseline

R410A optimized
R410A baseline

R454C optimized
R454C baseline

COP Improvement (%)

5.8

COP

R32

R410A

R454C

7

5.4
5
4.6

6
5

4
3

2
1

0

4.2
4

5

6
7
8
Evaporator Capacity (kW)

9

4 kW

10

6 kW
8 kW
Evaporator Capacity

(a)

(b)
Fig. 4.3.1-11(a) COP (b) COP improvement

234

10 kW

1600
140
1500
120
1400
1300
100
1200
80
1100
1000
60
900
40
800
700
20
600
0

R32 baseline
R32 optimized

R454C baseline
R454C optimized

R410A baseline
R410A optimized

140
140

R32 baseline
R32 optimized

R454C baseline
R454C optimized

R410A baseline
R410A optimized

120
120
(kPa)
Drop (kPa)
PressureDrop
Pressurepressure
Outlet evaporator(kPa) (kPa)
Pressure Drop

回路を最適化した R 32 システムの COP は 2.28 ～ 3.38 %，R 410A システムの回路は 1.98 ～ 2.62 %，R 454C は 3.50 ～ 7.26 %の向上が見られた．3 種類の冷媒と蒸発器冷却能力の中で，10 kW の蒸発器冷却能力の場合に R 454C が最も COP の改善効果が大きいことを示している．この要因として考えられる
ことは，温度差のある低 GWP 混合冷媒は，開発した回路最適化により，圧力損失と空気－冷媒管の平均温度差を低減させ，高い COP が達成できたと考えられる．
また，前述の通り，Fig. 4.3.1-12 (a)，(b)より，一般に，最適化された回路の COP 改善は，蒸発器出口
圧が高く，圧縮比が低くなることで達成される．

100
100
80
80
60

60

40

40

20

20

0

4 kW

4 kW

6 kW

8 kW

6 kW
8 kW
Evaporator(kW)
Evaporator Capacity
Capacity (kW)

0

10 kW

(a)
Fig. 4.3.1-12

4 kW

4 kW

10 kW

6 kW
8 kW
6 kW
8 kW
Evaporator
Capacity(kW)(kW)
Evaporator Capacity

10 kW
10 kW

(b)

(a) refrigerant outlet pressure of evaporator; (b) refrigerant pressure drop of evaporator

Table 4.3.1-1 で示したシミュレーションの設定では，蒸発器出口圧力が高いほど，冷媒と空気の温度差が小さく（入口飽和温度が高く），蒸発器内の圧力損失が低くても同等の冷凍能力が得られる，つまりより最適化された熱伝達特性が達成できる可能性があることが示唆されている．R 410A と R 32 の最適化回路は，ベースライン回路より高い入口の蒸発器圧力で動作するものがほとんどであった．ほとん
どの最適化回路は全圧力損失が大きくなる傾向にあるが，これは先述の通り，より高い蒸発器入口圧力で動作することで，最適化された高い蒸発器圧力と低い圧縮比を得たものと考えられる．
R 454C の場合，容量 8 kW と 10 kW では，最適化した回路の入口圧力が低くなったが，これは，冷媒流量が大きくなると，熱交換器の熱伝導率の改善よりも圧力グライドの影響の方が支配的になるためと推察される．冷媒流量が増加するにつれて，最適化された蒸発器回路は，圧力損失を最小にするために，より多くの並列回路を持たせることになった．しかしその結果，蒸発器出口の圧力が高くなり，それに伴い圧縮比が低下することに貢献することに成功している．その他にも，各冷媒の持つ物性のうち，R 454C の粘度が高く，蒸気密度が小さいことも今回の結果に影響を及ぼしているものと考えられる．
各冷媒で最適化した蒸発器の最適回路を Fig. 4.3.1-13，Fig. 4.3.1-14，Fig.4.3.1-15 にそれぞれ示す．
図中，冷媒の入口の管は太枠の円で，冷媒出口管は O で，分岐管は S で表し，実線は熱交換器の前面側の戻りベンドを，破線は背面側の戻りベンドを表している．さらに，凡例に示すように冷媒のクオリテ
ィは，内側の色で示されている．
今回実施したベースラインに対して最適化された回路の最大の特徴は，過熱蒸気になった冷媒の状態の管がより少ないことにある．つまり，冷媒側の熱伝達率が低い伝達面積を最小にするように，最適化されていることを意味している．
図から回路数と分岐位置は，冷媒の種類と冷却能力によって変化していることがわかる．しかし，回路数と分岐位置は，熱伝達率にも影響を与える．ある冷媒で冷凍能力が大きくなると，分岐を短い位置で行うことで各分岐において循環する流量を減らせる．その結果，冷媒の圧力損失を抑えることが可能であるため，並列分岐の数が増大している．また，潜熱は目標の冷却能力を達成するために必要な冷媒流量に影響を与えている．今回比較した 3 つの冷媒のうち，R 32 が最も潜熱が大きい．このため，必要な冷却能力を得るための冷媒流量は最も少くなる．逆に潜熱が最も低い R 454C は冷媒流量が大きい．
一方で，熱交換する外部空気の分布は均一で流れると仮定した場合，冷媒側は空気側の熱抵抗にそれほ235

ど大きな影響を与えないため，ある冷却能力における冷媒ごとの空気の質量流量の変動はほとんどない．
それにもかかわらず，冷媒回路は空気と冷媒の局所温度差の配置を支配し，圧力損失と非共沸混合冷媒の温度グライドによる冷媒の飽和温度の変化に対して，熱伝達損失を軽減するための冷媒回路の最適化をすることが可能であることが，この最適化研究より判明した．
上記の状況の代表例として，冷却能力 10 kW のベースライン回路と最適化回路における局所温度，
熱伝達率，圧力損失のシミュレーション結果を，Fig. 16 に R 32 について，Fig. 17 に R 454C について，それぞれ示す．Fig. 16 〜 Fig. 17 の横軸は，冷媒回路の入口から出口までの各分岐の冷媒の流れを表し，入口と出口との間の配管の本数を表している．図中，2 つの回路における分岐位置を菱形のマーカーで表している．そして，Fig. 16 (a)と Fig. 17 (a)に示す空気側温度は，回路の各枝の入口と出口の間の冷媒経路を基準とし，それに対応する空気の状態を破線でプロットしている．これは，空気と冷媒の局所的な温度差がどの程度となるかを見るためである．この空気側の破線は，空気流の連続的な流れを表しているわけではない．

(a)

O

O

O

O

S

O
S
O

O
S

O

S

S

O

O

S

O

O

S

O

OPTIMIZEDBASELINE(b)Fig. 4.3.1-13

O

OPTIMIZEDOBASELINE

OPTIMIZED(c)O

BASELINE

OPTIMIZED(d)BASELINE(e)(a) legend of the refrigerant quality state, and comparison of baseline and optimized R 32 evaporators at
capacities of (b) 4 kW, (c) 6 kW, (d) 8 kW, and (e) 10 kW

236

O

O

O

O
S

S

S

S

O

O
S

S

S

S

O
O

S
O
O

O

O

O

OPTIMIZEDBASELINE

OPTIMIZED(a)Fig. 4.3.1-14

O

O

O

OPTIMIZEDBASELINE(b)O

BASELINE

OPTIMIZED(c)

BASELINE(d)Comparison of baseline and optimized R 410A evaporators at capacities of (a) 4 kW, (b) 6 kW, (c) 8 kW,
and (d) 10 kW

O

O

O

O

O

O

O

S
O

S

S

S

S

S

O

O
O

O

O
O
O

OPTIMIZEDOBASELINE

OPTIMIZED(a)Fig. 4.3.1-15

O

BASELINE

OPTIMIZED(b)O

BASELINE

OPTIMIZED(c)

BASELINE(d)Comparison of baseline and optimized R 454C evaporators at capacities of (a) 4 kW, (b) 6 kW, (c) 8 kW,

Temperature (oC)and (d) 10 kW
27
25
23
21
19
17
15
13
11
9
7

Air (optimized)

Air (baseline)
R32 (optimized)

R32 (baseline)

1

3

5

7

9
11 13 15 17
Refrigerant Flow Path

(a)

237

19

21

23

Local Refrigerant HTC (kW m-2 K-1)

98
Baseline

7

Optimized

6
5

4
3

2
1
0
1

3

5

7

9
11 13 15 17
Refrigerant Flow Path

19

21

23

19

21

23

Local Refrigerant Pressure Drop (kPa)

(b)
3
2.5

Baseline

2

Optimized

1.5
1
0.5
0
1

3

5

7

9 11 13 15 17
Refrigerant Flow Path(c)Fig. 4.3.1-16

Comparison of local (a) temperatures, (b) refrigerant heat transfer coefficient, and (c) refrigerantpressure drop of baseline and optimized R 32 evaporators at 10 kW capacity

Temperature (oC)Fig. 4.3.1-16 (a)より，最適化回路は，熱交換器全体の冷媒と空気の温度差を小さく保ちながら，同じ
冷却能力 10 kW を出力している．加えて，ベースライン回路では冷媒が過熱された状態で流れる管が 6本で熱伝達率が低いのに対して，最適化回路では冷媒が過熱された状態で流れる管が 4 本のみである．

27
25
23
21
19
17
15
13
11
9
7

Air (baseline)

Air (optimized)
R454C (baseline)
R454C (optimized)

1

3

5

7

9
11 13 15
Refrigerant Flow Path

(a)

238

17

19

21

Local Refrigerant Pressure Drop (kPa)6
54Baseline

3
2
Optimized

1

0
1

3

5

7

9
11
13
15
Refrigerant Flow Path

17

19

21

17

19

21

Local Refrigerant HTC (kW m-2 K-1)(b)
7
Baseline

6
5
4
Optimized

3
2
1

0
1

3

5

7

9
11
13
15
Refrigerant Flow Path(c)Fig. 4.3.1-17

Comparison of local (a) temperatures, (b) refrigerant heat transfer coefficient, and (c) refrigerantpressure drop of baseline and optimized R 454C evaporators at 10 kW capacity

その結果，最適化回路はより高い蒸発器圧力で運転することが可能であることがわかる．つまり，ベースライン，最適化蒸発器ともに途中で 2 回路に冷媒が分岐される構成であるが，蒸発器での圧力損失が支配的でない場合，蒸発器入口圧力の上昇は，その冷媒分岐の伝熱管位置と，過熱領域の伝熱管位置の差異によって達成されているものと考えられる．これらの結果から，最適化された熱交換器は冷媒と空気の実効平均温度差が小さくなることで全体の熱交換能力が向上し，分岐を入口から遠ざけると，圧力損失が高くなる傾向にあることがわかった．そして，圧力損失が増大しても，より高い入口圧力で運転することによって，システム性能に及ぼす影響は軽減されるため高効率化を達成したものと考えられる．
続いて，Fig. 4.3.1-17 に示す通り，非共沸冷媒 R 454C についても R 32 と同様の検討を行った．
最適化された R 454C 回路は，ベースライン回路よりも低い蒸発器入口圧力で動作し，最適化結果の一般的な傾向から逸脱している．この乖離は，回路数がベースラインより多いことに起因している．
Fig. 4.3.1-17 (b)に示すように，ベースライン回路は冷媒流量が多く，蒸気密度が低く，粘度が高いため，局所的な圧力損失が増大する傾向にある．この圧力損失の影響を低減するために，最適化回路では，
3 回路構成の構成となっている．回路数の増加により局所流量が減少し，それに伴い熱伝達率も低下した．そこで，目標の冷凍能力を達成するために，蒸発器は冷媒と空気の温度差を大きくする必要があったため，最適化された回路は，低い蒸発器入口圧力で動作している．それにもかかわらず，圧力損失の最小化は，最適化された回路の利点をより大きくする結果となった．Fig. 4.3.1-17 (a)から，ベースラインのように冷媒側で高い圧力損失が発生すると，温度グライドを有効に利用できないことがわかる（黒線と灰色線）．ベースライン回路では，圧力損失が大きいため，分岐前まで R 454C の温度が低下し続けている．したがって，最適化された回路では，圧力損失の値を低く保つことで，R 454C の温度グライドを利用することができ，それに応じて空気と冷媒の流れの間の向流配置の効果を最大化することが可能である者と考えられる（Fig. 4.3.1-17 (a)）．

239

Fig. 4.3.1-18 は，冷凍能力が 4 kW の時に，異なる冷媒に対し，3 種類の性能評価方法によりシミュレーション結果を比較したものである．様々な性能評価方法の中で，先行研究では熱力学的解析やドロッ
プインテストが最も多く採用されている．そこで，本研究では，これらの評価方法を採用した場合と，上記の熱交換器の最適化の評価方法をそれぞれ冷媒毎に比較した．その結果を Fig. 18 として示してい
る．

7

R32

R410A

R454C

6.5

COP

6
5.5
5
4.5

4
Thermodynamic Analysis Drop-in Test (simulated)
Evaporator Capacity
Fig. 4.3.1-18

Optimized Circuitry

Results from different refrigerant assessment methods at 4 kW capacity

それぞれの評価解析で用いた条件は Table 4.3.1-1 に示した条件で行っている．熱力学的解析では，
蒸発・凝縮温度，スーパーヒート・サブクール度，および圧縮機効率の想定値に基づいて計算を行っている．また，熱交換器での圧力損失はないものとした．Fig. 4.3.1-18 (a) から，冷媒の臨界温度に基づいてランク付けされていることがわかり，冷媒の臨界温度から遠く離れたシステムで運転することで高い
COP を達成でき，対応する逆カルノーサイクルからの偏差を小さくできることが実証されている．
一方，ドロップイン試験条件で行ったシミュレーションでは，異なる傾向が観察された．この解析では，Fig. 4.3.1-10 に示したベースライン蒸発器回路を採用した同一システムにおいて冷媒を比較している．この方法では，R 32 が最も高い COP を示し，次いで R 410A，R 454C の順となった．この結果か
ら，冷媒の粘度と蒸気密度が低いため，途中で分岐する回路の配置では R 32 と R 410A が有利である
ことがわかる．このように，冷媒の熱物性・輸送特性は，個々の構成要素のトポロジーによって異なる
ため，同じシステムで冷媒の性能を比較・評価することは不適切であることが本研究で示されたものと考える．
最後に，熱交換器の冷媒回路を冷媒ごとに最適化した解析では，R 454C が R 410A より高性能で，R32 と同等の高い COP が達成する可能性があると示唆された．冷媒回路を最適化することで R 454C の
温度グライドを利用した冷媒経路を示すことができ，目標冷却能力，圧縮機吸入時の過熱度，外部環境と室内空間の温度が与えられた場合に，圧力損失を最小化する適切な回路数を決定することができた．
これは，圧力損失と空気と冷媒の有限温度差による不可逆損失を最小にするための蒸発器の冷媒側トポ
ロジーの最適化を実施して，与えられた温度と熱源の熱容量下で熱力学的サイクルの最適化を実施したことと解釈することができる．非共沸混合冷媒が他の冷媒と比較して効率向上が得られた理由としては，Table 1 の条件下で，局所圧力損失，局所冷媒温度および冷媒熱伝達率を考慮し，各冷媒の蒸発器出口圧力が最も高くなるように，伝熱管の順序，分割・合流の数および位置が調整され，このとき，室内外の熱源と吸熱源の温度レベルが同じであれば，ローレンツサイクル運転に近づけることができることが最大の理由だと推察される．

240

次に，制約を設けない一般的な進化的アルゴリズムを単純に適用した場合，実現可能な解を得ることが難しいことを確認するために以下の実験を行った．
・進化的アルゴリズムを単純に適用して 100 万個の回路をランダムに生成し，そのうち何個が実現可能な回路であるかを確認する．
・提案手法により，実現可能な回路をランダムに 2 個生成する．次に，進化的アルゴリズムを単純に適用して突然変異および交叉を行い，得られた回路が実現可能であるかどうかの確認を行う．この一連の操作を 100 万回繰り返す．
1 つめの実験結果は 0 回，2 つめの実験結果は 10145 回（約 1.0 %）という結果であった．このように，進化的アルゴリズムを単純に適用した場合，実現可能な回路を生成することは非常に困難であり，また，
たまたま実現可能な回路が得られたとしても，高い確率で進化に失敗することになる．
4.3.1.7 熱交換器最適化のまとめ
本節では，与えられた熱源の境界条件と冷凍出力が与えられた条件下で，蒸発器内を流れる冷媒の伝熱管の回路を最適化設計する新たな手法を確立し提案した．加えて，冷凍空調サイクルの評価手法についても提案し，最終的に新手法を既存の評価手法と比較検証を行った．これらの新手法は，今後主流となる非共沸混合冷媒にも適用することを可能としている．
その結果，冷媒回路を最適化する新たなアルゴリズムにより，最適な熱交換器の設計を見いだし，局所の冷媒と空気側との熱交換量を計算し，できる限り加熱度の領域が少なくなる条件となるように伝熱配管手法を提案している．
サイクルシミュレーションについては，熱力学的解析やドロップインテストが最も多く採用されているため，これらの既存研究と新サイクルシミュレーション解析について比較検証を実施した．その中，開発した進化的アルゴリズムの冷媒回路設計への適用により，圧力損失の低減，局所熱伝達率の向上により，熱交換器の平均温度差を低減させることがわかった．その結果，蒸発器出口圧力が高くなり，与えられた最適化制約条件のもとで圧縮比を下げ，COP を最大化することができた．
本節で得られた結論としての最大の特徴は，温度グライドのある低 GWP 混合冷媒は，開発した回路
最適化手順によって，圧力損失と空気－冷媒間の平均温度差を提言することができ，最大の効果を発揮できる可能性を見いだしたことである．
これらの新手法を組合わせることで，伝熱管の最適設計とサイクルシミュレーションを高精度に予測することが可能となり，今後主流となる低 GWP 特性を持つ非共沸混合冷媒がローレンツサイクルに近づくことで，これまでのドロップイン性能分析とは逆の成果，つまり温度差のある低 GWP 非共沸混合
冷媒が R 410A よりも高い性能を，そして R 32 と同等程度の性能を達成できる見込みがついた．
参考文献
1) https://www.un.org/sustainabledevelopment/ (May, 2022).
2) Jakobs, R. and Kruse, H., The use of non-azeotropic refrigerant mixtures in heat pumps for energy saving,
International Journal of Refrigeration, 1979, 2, pp. 29–32.
3) Kruse, H., The advantages non-azeotropic refrigerant mixtures for heat pump application. International Journalof Refrigeration, 1981, 4, pp. 119–125.
4) Uddin, K. and Saha, B., Thermodynamic analysis of low-GWP blends to replace R410A for residential building
air conditioning applications, Environmental Science and Pollution Research, 2021, 28, pp. 2934–2947.
5) Kim, N. H., Kwon, M. H., Go and M. G., An experimental investigation on the airside performance of fin-andtube heat exchangers having nonsymmetrical slit fins, International Journal of Air-Conditioning andRefrigeration, 2015, 23(2), no. 1550017.
6) Liu, A., Wang, G., Wang, D., Peng, X. and Yuan, H., Study on the Thermal and Hydraulic Performance of Finand-Tube Heat Exchanger Based on Topology Optimization, Applied Thermal Engineering, 2021, 197, no.
117380.
7) Garcia, J. C. S., Tanaka, H., Giannetti, N., Sei, Y., Saito, K., Houfuku M. and Takafuji, R., Multiobjective241Geometry Optimization of Microchannel Heat Exchanger Using Real-Coded Genetic Algorithm, Applied
Thermal Engineering, 2022, 202, no. 117821.
8) Huang, L., Aute V. and Radermacher, R., Airflow Distribution and Design Optimization of Variable Geometry
Microchannel Heat Exchangers, Science and Technology for the Built Environment, 2015, 21(5), pp. 693-702.
9) Glazar, V., Trp, A. and Lenic, K., Optimization of Air-Water Microchannel Heat Exchanger Using Response
Surface Methodology, International Journal of Heat and Mass Transfer, 2020, 157, no. 119887.
10) Yang, Z., Ma, Y., Zhang, N. and Smith, R., Design Optimization of Shell and Tube Heat Exchangers Sizing
with Heat Transfer Enhancement, Computers and Chemical Engineering, 2020, 137, no. 106821.
11) Bacellar, D., Aute, V., Huang, Z. and Radermacher, R., Design Optimization and Validation of HighPerformance Heat Exchangers Using Approximation Assisted Optimization and Additive Manufacturing,
Science and Technology for the Built Environment, 2017, 23(6), pp. 896-911.
12) Jige, D., Matsuno, T. and Inoue, N., Experimental study on condensation heat transfer and flow modes of
R245fa on enhanced surface tubes, International Journal of Air-Conditioning and Refrigeration, 2015, 23(2),
no. 1550014.
13) Domanski, P. A., Yashar, D. and Kim, M., Performance of a Finned-Tube Evaporator Optimized for Different
Refrigerants and Its Effects on System Efficiency, International Journal of Refrigeration, 2005, 28(6), pp. 820827.
14) Wang, C.C., Jang, J.Y., Lai, C.C. and Chang, Y.J., Effect of circuit arrangement on the performance of air-cooled
condensers, International Journal of Refrigeration, 1999, 22(4), pp. 275–282.
15) Wu, Z., Ding, G., Wang, K. and Fukaya, M., Application of a genetic algorithm to optimize the refrigerant
circuit of fin-and-tube heat exchangers for maximum heat transfer or shortest tube, International Journal of
Thermal Sciences, 2008, 47(8), pp. 985–997.
16) Lee, W. J., Kim, H. J. and Jeong, J. H., Method for determining the optimum number of circuits for a fin-tube
condenser in a heat pump, International Journal of Heat and Mass Transfer, 2016, 98, pp. 462-471.
17) Liang, S. Y., Wong, T. N. and Nathan, G., Numerical and Experimental Studies of Refrigerant Circuitry of
Evaporator Coils, International Journal of Refrigeration, 2001, 24(8), pp. 823-833.
18) Domanski, P. A, Finned-tube evaporator model with a visual interface, presented at the Int. Cong. of Refrig.,
Sydney, Australia, Sept. 19–24, 1999.
19) Domanski, P. A, EVAP-COND Simulation Models for Finned Tube Heat Exchangers, Gaithersburg, MD, USA:
National Institute of Standards and Technology, Building and Fire Research Laboratory, 2003.
20) Domanski, P. A., Simulation of an evaporator with non-uniform one-dimensional air distribution, presented at
the ASHRAE Winter Meet, New York, USA, Jan. 19–23, 1991.
21) Lee, J. H., Bae, S. W., Bang, K. H. and Kim, M. H., Experimental and numerical research on condenser
performance for R-22 and R407-C refrigerants, International Journal of Refrigeration, 2002, 25(3), pp. 372–
382.
22) Liang, S.Y., Wong, T.N. and Nathan, G.K., Study on refrigerant circuitry of condenser coils with exergy
destruction analysis, Applied Thermal Engineering, 2000, 20(6), pp. 559–577.
23) Ploskas, N., Laughman, C., Raghunathan, A. U. and Sahinidis, N. V., Optimization of Circuitry Arrangements
for Heat Exchangers Using Derivative-Free Optimization, Chemical Engineering Research and Design, 2018,
131, pp. 16-28.
24) Li, Z., Shen, B. and Gluesenkamp, K. R., Multi-objective Optimization of Low-GWP Mixture Composition andHeat Exchanger Circuitry Configuration for Improved System Performance and Reduced Refrigerant
Flammability, International Journal of Refrigeration, 2021, 126, pp. 133-142.
25) Shah, M.M., A general correlation for heat transfer during film condensation inside pipes, International Journalof Heat and Mass Transfer, 1979, 22(4), pp. 547–556.
26) Garcia, J. C. S., Giannetti, N., Varela, D. A. B., Varela, R. J., Yamaguchi, S., Saito, K. And Berana, M. S., Designof a Numerical Simulator for Finned-Tube Heat Exchangers with Arbitrary Circuitry, Heat Transfer Engineering,242

DOI: 10.1080/01457632.2021.2001741
27) Giannetti, N., Garcia, J. C. S., Varela, R. J., Sei, Y., Enoki, K., Jeong, J. and Saito, K., Development ofAssessment Techniques for Next-Generation Refrigerants with Low GWP Values - Fourth report: Efforts andoutcomes on heat exchanger optimization in FY 2020, Proceedings of 2021 JSRAE Annual Conference, Tokyo(2021).
28) Dittus, F. and Boelter, L., Heat Transfer in Automobile Radiators of the Tubular Type, International
Communications in Heat and Mass Transfer, 1985, 12(1), pp. 3-22.
29) Shah, M. M., Chart Correlation for Saturatred Boiling Heat Transfer: Equations and Further Study, AHRAE
Transactions, 1982, 88(1), pp. 185-196.
30) Cavallini, A., Censi, G., Del Col, D., Doretti, L., Longo, G., Rosetto, L. and Zilio, C., Condensation Inside andOutside Smooth and Enhanced Tubes - A Review of Recent Research, International Journal of Refrigeration,
2003, 26(4), pp. 373-392.
31) Shah, M. M., A method for predicting heat transfer during boiling of mixtures in plain tubes, Applied ThermalEngineering, 2015, 89, pp. 812-821.
32) Seshimo, Y. and Fujii, M., Compact Heat Exchangers (in Japanese), Tokyo, Japan: Nikkan Kogyo Shimbun,
Ltd., 1992.
33) Kim, N., Youn, B. and Webb, R., Air-side Heat Transfer and Friction Correlations for Plain Fin-and-Tube Heat
Exchangers with Staggered Tube Arrangements, Journal of Heat Transfer, 1999, 121(3), pp. 662-667.
34) Popiel, C. and Wojtkowiak, J., Friction Factor in U-Type Undulated Pipe Flow, Journal of Fluids Engineering,
2000, 122(2), pp. 260-263.
35) Domanski, P. A. and Hermes, C., An Improved Two-Phase Pressure Drop Correlation for 180o Return Bends,
in 3rd Asian Conference on Refrigeration and Air-Conditioning, Gyeongju, Korea, 2006.
36) Jiang, H., Development of a Simulation and Optimization Tool for Heat Exchanger Design, College Park,
Maryland, USA: University of Maryland, 2003.

2434.3.2 システム解析
4.3.2.1 背景と目的
ヒートポンプにおいては，現在地球温暖化係数 GWP の高い冷媒が用いられていることから，次々と新しい低 GWP 冷媒が提案されている．この多様な冷媒を用いた実機性能を比較検討するためには，それぞれの冷媒において最適に設計された機器に対して統一的な条件で性能を評価すべきであるが，その指針が明確となっていない．そこで，研究グループが開発してきた Energy flow +M を利用して新たな冷媒の性能評価を進めるとともに，その比較検討を行った結果について述べる．
4.3.2.2 解析を行う対象システム
Fig. 4.3.2-1 に示すように通常のエアコンが採用している単段の圧縮式冷凍サイクルを採用した機器を想定して分析を進めることとする．対象システムは，圧縮機，蒸発器，膨張弁，アキュムレータ，配管から構成されているエアコンでは，最も基本となるサイクルである．構成機器の寸法をTable 4.3.2-1 に示す．

Fig. 4.3.2-1 Room air conditioner
Table 4.3.2-1 Specification of components in room air conditioner
Components
Compressor
Outdoor heat exchanger

Indoor heat exchanger

Accumulator
Four-way Valve

Parameters

Displacement
Length of each straight tube
Outer diameter
Inner diameter
Pipe pitch
Width of a row
Fin thickness
Fin pitch
Pass number
Length of each straight tube
Outer diameter
Inner diameter
Pipe pitch
Width of a row
Fin thickness
Fin pitch
Pass number
VolumeHigh pressure side volume
Low pressure side volume

244

Unit
mm3
M
Mm
mm,
Mm
Mm
Mm
Mm
M
mm
mm,
mm
mm
mm
mm
mm3
mm3
mm3

Values
9200
6.90
7.50
7.10
22.5
19.12
0.10
1.20
4
10.0
6.85
6.45
15.94
13.55
0.10
1.20
2
55600020000
20000

4.3.2.3 解析モデル
3 章で提案された各要素のモデルをベースとし計算を行うこととなる．
圧縮機はスクロールタイプとし，Table4.3.2-2 に示す通り，断熱効率・体積効率・インバーター効率は負荷・冷媒の種類によらず一定とする．
Table 4.3.2-2 Compressor efficiencies

Room air-conditioner compressor

Adiabatic
0.75

Volumetric
0.90

Inverter
0.95

4.3.2.4 解析による性能評価のながれ
本解析では，ルームエアコンを対象に低 GWP 冷媒をドロップインした際の性能の変化をシミュ
レーションし，能力と消費電力の関係から冷媒の評価を行う．ルームエアコンの定格冷房能力は2.5kW とする．性能評価の手順としては，まずはシステムの定格条件を決定する．その後，ドロップインする冷媒の充填量を決定し，冷房能力を同一にした場合の各冷媒の性能比較を詳細に行い，冷媒物性が性能に与える影響を明確化する．ドロップイン評価のフローを Fig.4.3.2.2 に示す．なお，
本研究における性能評価は冷房運転を重視したものになっている．具体的には，冷媒充填量は冷房定格条件で COP が最大になるように決定し，性能比較においても冷房運転に重点をおいて解析する．

Decision of objective heat pump

Rated condition decision of air-conditioner
・Rotational speed of compressor and fan・Charge amount of refrigerant

Decision of refrigerant charge amount for drop-in

Performance evaluation by cycle simulation

Fig. 4.3.2-2

Drop-in evaluation flow

4.3.2.5 解析条件
Table 4.3.2-3 に示すように，蒸発器過熱度が 5K となるように膨張弁開度を操作し，蒸発器交換熱量が2.5 kW となるように圧縮機回転数を操作した場合に冷媒充填量を変化させて，R32 の冷媒充填量 0.55kgを決定した．冷媒充填量と COP，凝縮器出口過冷却度の関係を Fig. 4.3.2-3 に示す．また，R32 の決定した充填量を封入した場合における冷凍サイクルのモリエル線図を Fig. 4.3.2-4 に示す．なお，室内外の空気条件は Table 4.3.2-4 のとおりである．
Table 4.3.2-3 Simulation conditions
manipulated variable

Operation method

Expansion valve opening degree

Super heat degree 5K

Compressor rotational speed

40.7rps, rated operation

Outdoor unit

20W, rated operation

Indoor unit

40W, rated operation
245

Fig. 4.3.2-3 Relation of refrigerant charge amount, COP and condenser subcooling degree

Fig. 4.3.2-4 Operation state on PH diagram(R32) in condition of refrigerant charge amount decided
based on rated cooling capacity and 50%(1.25kW) of rated cooling capacity

Table 4.3.2-4

Air conditions

Parameter

Unit

Value

Indoor unit fan mass flow rate

kg/s

0.214

Outdoor unit fan mass flow rate

kg/s

0.416

Indoor unit temperatureoC

27(dry) / 19(wet)Outdoor unit temperatureoC

35(dry) / 24(wet)4.3.2.6 解析結果
本節では冷房能力を同一にした場合の，各冷媒の性能比較の結果を述べる．定格冷房能力の246

100%(2.5kW)と 50%(1.25kW)における性能・熱物性の比較を Fig. 4.3.2-5, Fig. 4.3.2-6 に示す．そして，それぞれのモリエル線図上でのサイクルを Fig. 4.3.2-7 に示す．ただし, Fig. 4.3.2-5, Fig. 4.3.2-6 のグラフの縦軸は R32 の物性を 100%として無次元化している．
まず R454C に着目する． Fig. 4.3.2-5 に示すように，同じ冷房能力で R32 と R454C を比較すると，
R454C は R32 より COP が低く，蒸発器における圧力損失が大きくなった．定格冷房能力基準で R454Cの COP は R32 より 41%低下した．このように R454C の COP が低下した要因の一つに，R454C の圧縮機吸い込み密度が R32 より 36%低い事が挙げられる．このように R454C の密度が低くなるのは，R454Cの組成の 78.5%を占める高沸点冷媒 R1234yf が原因であり，Fig. 4.3.2-7 のモリエル線図に示すように
R454C のサイクルは R32 よりも低圧側に推移する．これにより同一の冷房能力を得るためには蒸発器や配管内の流速が大きくなり，冷媒圧力損失が増大し，圧縮機動力が増加した事により COP が低下したと考えられる．R454C の COP が低下した 2 つ目の要因として，R454C の潜熱が R32 と比較して小さいことが挙げられる．Fig. 4.3.2-7 のモリエル線図に示すように R454C の潜熱は R32 より明らかに小さく，定格冷房能力で比較すると R32 より 43%小さい．潜熱が小さいと同じ冷房能力を発揮するのにより多量の冷媒循環量が必要であり，これにより圧力損失が増大する． R454C の COP が低下した 3 つ目の要因として，R454C が大きい温度グライドを持つことが挙げられる．蒸発器の圧力損失に伴い，蒸発温度が低下する為である．

Fig. 4.3.2-5 Comparison of performance (2.5kW, 100% of rated cooling capacity)

Fig. 4.3.2-6 Comparison of performance (1.25kW, 50% of rated cooling capacity)247

Fig. 4.3.2-7 Pressure-enthalpy diagram
4.3.2.7 まとめ
冷房能力を同一に運転させた場合の条件下で冷媒物性が性能に与える影響を把握した．冷媒の物性のうち，①冷媒密度(ガス密度)，②潜熱，③温度グライドの 3 つがドロップイン時の性能に大きな影響を与えることがわかった．冷房能力を同一に運転した場合の R454C と R32 の比較では，R454C は R32 より COP が低く，蒸発器における圧力損失が大きくなった．定格冷房能力基準で R454C の COP は R32 より 41%低下した．このように R454C の COP が低下した要因としては，R454C の圧縮機吸い込み密度がR32 より 36%低い事が挙げられる．そして，R454C の潜熱が R32 と比較して小さいことと R454C が大きい温度グライドを持つことが挙げられ，蒸発器の大きい圧力損失に伴い，蒸発温度が低下する為であると考えられる．

248

4.3.3 断続運転解析
4.3.3.1 背景と目的
次世代冷媒選定に向け，本研究では非共沸混合冷媒を含めた様々な冷媒を採用した空調システムの静特性・動特性解析技術を構築した．熱交換器などの各要素は有限体積法に基づきモデル化されており，流体の逆流にも対応した汎用性の高いモデルとなっている．そのため，圧縮機の発停を含めた幅広い動特性解析が可能である．さらに，非共沸混合冷媒に対する空調システムの動特性をより正確に評価する
為，過渡的・局所的な組成変化を考慮したモデルを構築した．本研究では構築した高精度モデルを用いて，非共沸混合冷媒である R454C(R32/R1234yf = 21.5/78.5mass%)を用いたシステムを対象に，サイク
ルが断続運転した際のシステム性能と組成変化のメカニズムを明らかにした．
4.3.3.2 解析を行う対象システム
4.3.2 章で示した単段の圧縮式冷凍サイクルを採用した機器を対象とする．構成機器の寸法をTable 4.3.2-1 と同様である．
4.3.3.3 解析モデル
解析モデルは，Energy flow+M に搭載されているものがベースとなり，すでに多くの機器でその妥当性が検証されたものである．断続運転の解析では，冷媒が時間と共に流動するため，非共沸混合
冷媒の組成比を考慮する必要がある．2 成分の非共沸混合冷媒を用いた冷凍サイクルを解析する為の数理モデルとシミュレーション手法は 3.1.6 章で提示している．本数理モデルでは，シミュレーションをシステムの静特性・動特性における性能評価に利用するという理由から実用的な解析を行う為，全ての要素に対して以下を仮定する．
(1) 冷媒の流れは一次元流れとみなす(2) 2 相状態の冷媒は気液平衡状態にある.
(3) 冷媒のエネルギー保存において，運動エネルギー，重力ポテンシャルは無視する(4) 冷媒の運動量保存において，加速損失と位置損失は無視し，摩擦損失のみ考慮する．
(5) 冷凍機油の影響は無視する．
4.3.3.4 解析条件
機器の仕様と解析条件は Table 4.3.2-1，
Table 4.3.2-3 に示すが，基準冷媒を R32 とし，冷房能力が 2.5kW，蒸発器出口過熱度が 5.0℃になるように制御をした状態で，充填量を 50g ずつ変化させ，COP が最大になる値を冷媒充填量 0.55kg とした．また，この時の圧縮機回転数 40.7rps をシステムの定格回転数とした．ドロップインしたときの R454C の充填量は 0.6kg となる．
4.3.3.5 断続運転時の性能評価方法
断続運転時における平均冷房能力，平均消費電力，COP の算出方法を示す．圧縮機の ON/OFF 一回分を一周期𝑇とみなし，3 周期分に対して以下の式で定義する．

𝑄̅𝑐𝑜𝑜𝑙 =1 3𝑇∫ 𝑄 𝑑𝑡3𝑇 0 𝑐𝑜𝑜𝑙(4.3.3-1)

̅𝑐𝑜𝑚𝑝 =𝑊

1 3𝑇
∫ 𝑊𝑐𝑜𝑚𝑝 𝑑𝑡
3𝑇 0(4.3.3-2)𝑄̅𝑐𝑜𝑜𝑙
𝐶𝑂𝑃 = ̅𝑊𝑐𝑜𝑚𝑝

(4.3.3-3)

4.3.3.6 解析結果
Fig 4.3.3-1 に解析結果を示す．図には冷房能力，圧縮機消費電力，圧縮機吸入/吐出圧力，圧縮機回転数，冷媒質量分布，循環組成の R32 成分𝑤𝑐32 (圧縮機吸入，膨張弁入口),アキュムレータのガス側/液側の滞留組成の R32 成分𝑤𝑡32の過渡変化を表す．なお，冷房能力・圧縮機消費電力・圧縮機吸入/吐出圧力に関しては，循環組成を封入組成で一定と仮定した結果を赤い実線・破線で併記している．
249

冷媒の質量分布に注目すると連続運転時は充填した冷媒の約 7 割が高温高圧である凝縮器に分布しているが，一度目の圧縮機停止後は冷媒の 7 割は低温な蒸発器側に滞留する．圧縮機稼働後は，蒸発器に滞留した冷媒がアキュムレータに急激に移動する．アキュムレータでは冷媒が気液に分離されガスのみがサイクル内を循環する為，アキュムレータの質量減少は緩やかである．今回の解析条件ではアキュム
レータ内の液の全てが気化するのにかかる時間よりも断続運転の周期が短いため，一回目の圧縮機起動
以降，アキュムレータには常に約 2～5 割の冷媒が液で滞留する．断続運転中はサイクル全体で冷媒が不足しているため，冷房能力は連続運転時の 1.25kW を下回っている．

Fig. 4.3.3-1 Intermittent operation of the refrigeration cycle (R454C)
次に R32 の循環組成と，アキュムレータ内の滞留組成に注目する．R32 は R1234yf と比較して沸点が低い為，ガス側の R32 の組成は封入組成である 0.215 より高く，液側の組成は 0.215 より低くなる．その為，圧縮機起動直後にアキュムレータ内に液で寝込む冷媒の R32 成分は封入組成より少なく，その反面ガス側の R32 成分は高くなり，サイクル内部を循環する冷媒の R32 成分も封入組成より高くなる．ア
キュムレータガス部の R32 組成は圧縮機起動直後にピークを迎え，それが圧縮機を介してサイクル全体に波及していく．断続運転中は常にアキュムレータに液が溜まっているため，サイクル内部の R32 の循
環組成は封入組成である 0.215 より常に高くなっている．
次に，冷房能力・圧縮機消費電力・圧縮機前後の圧力に関して，組成変化を考慮した解析結果と，循
環組成が常に封入組成と同一と仮定して解析した結果を比較する．組成変化を考慮した場合の方が圧縮機吸入/吐出圧力が高くなっている．これは，断続運転中に R32 成分が封入組成よりも高くなり，R32 純
冷媒の特性に近づくという現象を再現できているためである．
250

時刻 9～27 分(3 周期分)における平均冷房能力，平均消費電力，COP を Table 4.3.3-1 に示す．組成変化を考慮しなかった場合，考慮した場合と比べて冷房能力は 21.3%,COP は 12.3%小さくなった．これは，組成変化を考慮した解析では，断続運転中に循環する冷媒の R32 成分が増え，サイクル特性が R32 純冷媒に近づくという現象を再現できているからである．言い換えると，循環組成が常に封入組成と一定であるという仮定を設けた解析では，非共沸混合冷媒の断続運転時の性能を過小評価する可能性があると言える．
Table 4.3.3-1 Performance during intermittent operation

Cooling capacity, kW
Compressor power, kW
COP

Different composition
0.395
0.104
3.81

Constant composition
0.311
0.0932
3.34

そして，R454C を用いたシステムの断続運転時の平均冷房能力と，同様の冷房能力を連続運転で確保した場合の，両者の性能を比較する．これにより，断続運転による性能の低下，すなわち消費電力量の増加を定量的に評価することができる．
連続運転時の性能の解析方法としては，冷凍サイクルへの操作量として圧縮機回転数は冷房能力が0.395kW(断続運転時の平均冷房能力)になる値を与え，膨張弁開度は，連続運転時に圧縮機出口過熱度が5℃になる値を与える．Fig. 4.3.3-2 に解析結果を示す．図には冷房能力，圧縮機消費電力，圧縮機吸入/
吐出圧力，圧縮機回転数を示す．黒の実線・破線で断続運転時，赤の実線・破線で連続運転時の結果を示す．両者の圧縮機回転数，冷房能力，圧縮機消費電力，COP を Table 4.3.3-2 に示す．ここで，冷房能力 0.395kW は，解析対象の定格冷房能力 2.5kW に対して負荷率 15.8%に相当する．

Fig. 4.3.3-2 Comparison between intermittent and continuous operation (R454C)

251

Table 4.3.3-2 に示すように，同じ冷房能力を連続運転と断続運転で確保した場合の性能を比較すると，断続運転時の COP は連続運転時と比較して 59.9%小さくなった．なお，今回の解析では圧縮機の各種効率が負荷・回転数に拠らず一定と仮定しているが，実際は極端に低い回転数では圧縮機は連続運転せず，また効率が大きく低下する．この点を考慮すると，本解析での連続運転時の性能は過大評価をしていると言える．
本解析において断続運転時の性能が連続運転時より低下した原因として，以下が考えられる．
・ 圧縮機停止中に高圧側から低圧側に高温の冷媒が流入し，熱エネルギーが混合してエントロピー増加となり，エネルギーロスとなる．
・圧縮機停止中に低圧側に寝込んだ冷媒を高圧側に移動させる分，無駄な入力を消費する．
・断続運転中一部の冷媒がアキュムレータに液で滞留しているため，サイクル全体が冷媒不足に陥り，低効率な運転を強いられる．
Table 4.3.3-2 Performance comparison between intermittent and continuous operation
Operation
Cooling capacity, kW
Compressor rotational speed, rps
Compressor power consumption, kW
COPIntermittent

Continuous

0.395(Load factor 15.8%)
28.0(ON/OFF every 3 minutes)
0.104
3.34

8.61
0.04758.32

4.3.3.7 まとめ
本研究では非共沸混合冷媒の局所的・過渡的な組成変化を考慮し，かつ断続運転時のシステム性能を解析可能な解析技術を確立した．また，構築したモデルを用いて非共沸混合冷媒を用いたシステムの動特性を解析し，以下の結論を得た．
・ R454C を用いたシステムの断続運転時の性能解析を，組成変化を考慮したモデルと一定値と仮定したモデルの両方で行った．その結果，組成変化を考慮したモデルでは起動直後に循環する冷媒の R32
組成比が高くなるという現象を再現できる為，冷房能力と COP が高く評価された．
・ R454C を用いたシステムが負荷率 15.8%で運転した場合の性能を，連続運転時/断続運転時それぞれで解析した．結果，断続運転時はいくつかのエネルギーロスを含む運転をする為，COP が連続運転時と比較して 59.9%小さくなった．

252

4.3.4 LCCP 解析
ヒートポンプ機器の地球温暖化への影響評価として，冷媒の GWP や漏れ等による環境負荷の影響を含めた総合的な評価が必要となる．LCCP(Life CycleClimate Performance)は，この考えに基づき，総合的な地球温暖化影響を評価した指標として，1990 年代に初めて提案され 1)，2018 年に Stephen
O．Andersen によって要約された 2）．本研究では，低 GWP 冷媒への転換が注目されている代表的なヒートポンプの家庭用ルームエアコンとヒートポンプ給湯機を対象とし，LCCP 評価における各ファク
ターの影響度合を定量的に算定する分析を行った．研究対象の一つであるルームエアコンに対して，各国の基準で年間エネルギー消費と LCCP 評価に関する研究はいくつか行われている．Kamel3）らは外気温度データを収集し，データドリブンでビルの年間負荷を計算した．Hanlong4）らは AHRI standard
210/240 (2017) を用いて負荷を計算し，実験データでバリデーションした数理モデルを用いて年間エネルギーを計算した． Sarah Troch5）らは同じように AHRI standard 210/240 に従ってビン法から年間負荷と電力消費を計算し，LCCP 評価を行った． Wu6）らは中国の GB 12021．3- 20107），アメリカの ANSI/AHRI 214/2408），日本の JISC 9612: 20139），ヨーロッパの BS EN 14825-201210）とオース
トラリアの AS 3823．2-2013 から計算した結果を比較した．近年，R410A などの冷媒を低 GWP 冷媒に置き換えの必要性による，冷媒種類や充填量と製品の性能について研究も多くなった 12-14 ） ．
Hihara12）らは R410A，R32 と R1234yf を採用したヒートポンプの性能表現と LCCP を比較した．
Chen13）は R22 と R410A を採用したルームエアコンの LCCP 評価を行った．また，Qiqi Tian14）らは実験で R32，R290 と R410A の表現をまとめた．Eiji Hihara15)は冷媒充填量の多い機器にとって，低GWP 冷媒への転換が重要と結論した．本研究は JISC 9612: 20139）に基づいて年間性能予測シミュレ
ータを構築し，札幌，東京と那覇の 3 ヶ所の外気条件で様々な冷媒のエネルギー消費を比較し，LCCPを評価行った．
一方，蓄熱式システムであるヒートポンプ給湯機は 2001 年以来，自然冷媒，特に CO2(R744)の採用が増加している 16-17）．そのため，CO2 ヒートポンプ給湯機の性能表現に着目する研究が多い 18-22）．そのうち，Soh と Dubey らはフィールド実験で，給湯温度を 65℃から 80℃に上昇させると，給湯機のCOP は 5.4 から 3.8 に低下するデータを取得した． Nawaz19）らは熱交換器の入水温度と COP の反比例を確認した． しかし，ヒートポンプ給湯機の LCCP 評価に関する研究はまだ少ない．本研究では，
ヒートポンプ給湯機を対象として構築したシミュレータに，前述の 3 ヶ所の稼働条件を入力し，冷媒種
類及び蓄熱タンクの性能に対するパラメータスタディを行った．そこで，計算結果の比較を踏まえ，
LCCP 最小化について検討を行った．
従来研究によると，多くの場合に電力消費による CO2 排出は LCCP の間接影響に対する支配的な要因であり，電力消費による CO2 排出の計算精度は LCCP 全体の精度にとって非常に重要であると言われている．今までの研究の多くは，IIR Guideline23）が提案した計算式を採用し，電力消費量を CO2 排出係数と使用年限にかけることで CO2 放出量を計算する．通常的に，CO2 排出係数は政府や電力会社が発行した研究報告から入手できるため，IIR Guideline がその入手方法も推薦した 23)．それ以外，平均発電構成データ 24-25)と各発電方法の CO2 排出係数から CO2 排出係数を計算することも可能である 2628）．前述の手法で取得する CO2 排出係数は，いずれも年間平均 CO2 排出係数である．しかし，発電の構成は実に時々刻々と変化しているため，CO2 排出係数の変動に着目した計算手法を提案した研究が数篇あるが 29-37），LCCP との関係についての研究はほぼない．
そのため，本研究は LCCP の計算精度向上を目指し，時系列 CO2 排出係数での LCCP 計算手法を確立した上で，各地域の外気条件で対象機器に対して LCCP 評価を行い，その結果を比較する．
4.3.4.1 LCCP の直接影響に対するパラメータスタディ
稼働条件に依存しない直接影響の最小化のために，パラメータスタディを行い，各ファクターの影
響度合を分析した．Fig4.3.4-1，Fig4.3.4-2，Fig4.3.4-3 に直接影響に対する年間リーケージ率，冷媒
充填量と回収リーケージ率に対するパラメータスタディを示す.

253

Fig. 4.3.4-1 Effects of annual refrigerant leakage rate and GWP on direct CO2 emissions

Fig. 4.3.4-2 Effects of refrigerant mass charge and GWP on direct CO2 emissions

Fig. 4.3.4-3 Effects of refrigerant EOL and GWP on direct CO2 emissions

パラメータスタディの結果によると，年間リーケージ率と冷媒充填量が LCCP に与える影響がより大きいことが示唆される．それは，LCCP の計算式に，年間リーケージ率と冷媒充填量の両方に使用数が掛けられているため．回収の冷媒漏洩は製品が回収されるとき一回の放出であるから，より影響
が小さい．
254

そこで，R1234yf，R32，R410A をそれぞれ低，中，高 GWP 冷媒の代表とし，年間リーケージ率と冷媒充填量に対するパラメータスタディを行った．Fig. 4.3.4-4，Fig. 4.3.4-5，Fig. 4.3.4-6 には結果を示す．

Fig. 4.3.4-4 Effects of refrigerant mass charge and annual leakage rate of R1234yf on direct CO2 emissions

Fig. 4.3.4-5 Effects of refrigerant mass charge and annual leakage rate of R32 on direct CO2 emissions

R410A

Fig. 4.3.4-6 Effects of refrigerant mass charge and annual leakage rate of R410A on CO2 emissions

255

パラメータスタディの結果によると，次世代冷媒の R1234yf にとって直接影響はほぼないことがわかった．R32 の場合，GWP がより高いため，製品の年間リーケージ率と冷媒充填量の最小化は必要となる．ただし，GWP が 2088 の R410a を採用する時直接影響が非常に高くなる傾向があるから，製品の気密性の向上と冷媒充填量の削減がとても大事なことだと言える．
4.3.4.2 数理モデル
前述のように，本研究は家庭用ルームエアコン及びヒートポンプ給湯機を評価対象とし，LCCP 評
価を行う．そこで，年間エネルギー消費の計算が必要となり，対象機器に対して年間性能予測シミュ
レーターを構築した．
(1) ルームエアコン
本研究では，気象庁（JMA）一時間ごとの外気温度データから JIS C 9612:2013 に基づく手法で冷房暖房負荷を算出し，熱力学サイクルの解析から年間エネルギー消費量を計算した．Table. 4.3.4-1 には負荷の計算条件を示す．
Table. 4.3.4-1 Calculation conditions of air conditioner load
Conditions
Operational time

6:00 - 24:00

Ambient air temperature

JMA hourly data (8760 data points annually)

Heating/Cooling load

Based on methods in JIS C 9612:2012 Annex B

Rated capacity

2.2 kW

本研究では，日本冬季，中間期と夏期の外気条件の代表として，札幌，東京と那覇を選んで対象地域となる．Fig. 4.3.4-7, Fig.4.3.4--8 は札幌，東京と那覇の外気温度データに基づいて計算した冷房暖房
負荷と稼働時間を示す．

Fig. 4.3.4-7 Annual air conditioner heating/cooling loads (based on JIS)

Fig. 4.3.4-8 Annual air conditioner operating times (based on JIS)

256

Table. 4.3.4-2 には年間エネルギー消費の計算条件を示す．
Table 4.3.4-2 Conditions and assumptions for the calculation of annual energy consumption
Parameter

Condition

Adiabatic efficiency
Tair - Tevp

0.7
10 ℃ (at rated)

Tcon - Troom

10 ℃ (at rated)

Super heating temp

5 ℃

Sub cooling temp

5 ℃

Standby power

1W

しかし，日本冷凍空調学会が行ったルームエアコンの稼働時間に関する調査によると，年間平均稼働時間は 2272 時間である．そのため，JIS の基準で計算した年間稼働時間が長すぎて，それに基づいて計算した年間エネルギー消費量も実機状況より大きくなる．この誤差に対して，調査結果割る JISで計算した稼働時間で 53％の年間稼働率を推定し，年間エネルギー消費量にかけて結果を修正した．
Fig. 4.3.4-9, Fig. 4.3.4-10, Fig. 4.3.4-11 は各地域における修正した年間エネルギー消費量をそれぞれ示
す．

Fig. 4.3.4-9 Annual electricity consumption (Naha)

Fig. 4.3.4-10 Annual electricity consumption (Tokyo)

257

Fig. 4.3.4-11 Annual electricity consumption (Sapporo)(2) ヒートポンプ給湯機
本研究では，ヒートポンプ給湯機に対して熱力学サイクルの解析で構築した簡易モデルと伝熱に基づいての詳細モデルを構築し，実機実験データと比較してシミュレーターの妥当性を検証した．それから，対象地域の稼働条件のもと年間エネルギー消費と LCCP を計算した．
(a) 加熱性能実験
モデルの妥当性は，ヒートポンプ給湯機の加熱性能実験のデータと比較して検証された． 加熱性能
実験は，R32 貯湯式ヒートポンプを対象とし，JIS C9220 に基づいて冬季，中間期，夏期と高外気温での標準外気条件と入水温度をコントロールして，機器の定常加熱性能データを収集した．Table.
4.3.4-3 には実験条件を Table. 4.3.4-4 には給湯機の仕様を示す．
Table 4.3.4-3 Air and water temperature settings for the heat pump water heater experiments .
Condition

Dry bulb air
temperature ℃

Wet bulb air
temperature ℃

Water
temperature℃

Winter

7.1

5.9

9.4

Interim

16.7

12.1

17.5

Summer

25.1

21.7

24.9

Hot climate

35.0

25.1

29.7

Table 4.3.4-4 Specifications of subject heat pumpParameter

Settings

Mass charge

0.59 kg

Rated capacity

4 kW

Refrigerant

R32
65 ℃

Hot water outlet

Fig. 4.3.4-12 には機器のサイクル COP と室外機の電力消費を含めて計算したシステム COP を示す.

258

Fig. 4.3.4-12 Experimental heat pump and system COPs

実験結果は，ヒートポンプ給湯機の COP は外気温度の低下とともに下がることが示唆された．
なお，詳細モデルについては，シミュレーションソフト EF＋M で計算し，簡易モデルはピンチモデルを用いた 38)．
(b) 年間エネルギー消費量
上記二種類のシミュレーターに対象地域の稼働条件を入力し，年間エネルギー消費量を計算する．
Fig. 4.3.4-13 には計算結果を示す．ここで，DS は詳細モデル，SS は簡易モデルである．

Fig. 4.3.4-13 Electricity consumption of the target heat pump water heater

計算結果は，那覇，東京と札幌のいずれも，詳細モデルの方が高いことを示唆された．また，詳細と簡易モデルの誤差は最大 2.4%（詳細モデルに基準）となり，一致性がある．
そこで，簡易モデルで六つの対象冷媒を採用して，年間エネルギー消費量を計算した．Fig. 4.3.414, Fig. 4.3.4-15, Fig. 4.3.4-16 には計算結果を示す．

Fig. 4.3.4-14 Annual electricity consumption of the heat pump water heater in Sapporo according to refrigerant259

Fig. 4.3.4-15 Annual electricity consumption of the heat pump water heater in Tokyo according to refrigerant

Fig. 4.3.4-16 Annual electricity consumption of the heat pump water heater in Naha according to refrigerant

対象冷媒の計算結果によると，東京と札幌の場合に，R466A の効率は最も高い．那覇の場合にR410A のエネルギー消費量が最も小さい．また，R454C の効率は比較的高くて，それ以外の冷媒性能は近いと見られる．
(3) 間接影響に対するパラメータスタディ
前章に述べたルームエアコンとヒートポンプ給湯機の年間エネルギー消費量を基づいて，LCCP の間接影響に対するパラメータスタディを行う．
Table. 4.3.4-5 と Table. 4.3.4-6 は LCCP の計算条件と各冷媒の係数を示す．HPWH はヒートポンプ給湯機，AC はルームエアコンである．
Table 4.3.4-5 Assumptions and conditions for calculation of LCCP owing to indirect emissions
Parameter

Tokyo

Naha

Sapporo

0.455

0.787

0.656

EM
(kg CO2/ kWh)
ALR

5%

EOL

15%

m

40 kg

mr

20 kg

C

0.59 kgL

15 years

MM
2.326(kg CO2/kg)
RM

0.056

(kg CO2/kg)

260

Table 4.3.4-6 Target refrigerants and their corresponding GWP, RFM, and RFD values
GWP

RFM

RFD(2)(kg CO2)(kg CO2/ kg)(kg CO2/ kg)

R1234yf

1

13.7

0

R290

3

0.05

0

R32

675

7.2

0

R466A

733

7.2

(1)

0

R410A

2088

10.7

0

148

(1)

0

Refrigerant

R454C
(1)

12.3

R466A と R454C は混合冷媒であり，R466A の場合には R32 の値を使う
R454C の場合には R32 と R1234yf の比例で推算した値を使う

冷媒回収による CO2 排出係数データが不足しているので，0 になった．上記の条件で，LCCP 評価を行う．
(a) ルームエアコン
前節に述べたルームエアコンのエネルギー消費と各ファクターの値を LCCP 評価式に入力して計算した．Fig. 4.3.4-17, Fig. 4.3.4-18, Fig. 4.3.4-19 には札幌，東京と那覇での結果をそれぞれ示す．

Fig. 4.3.4-17 LCCP results for an air conditioner in Sapporo according to refrigerant

Fig. 4.3.4-18 LCCP results for an air conditioner in Tokyo according to refrigerant261

Fig. 4.3.4-19 LCCP results for an air conditioner in Naha according to refrigerant

札幌は，東京や那覇と比較すると，エネルギー消費量と LCCP の値がはるかに大きい．また，那覇の電力消費量は東京の半分程度であるが，CO2 排出係数が東京よりも高いため，LCCP の値は両者同程度となり，温暖化の影響はほぼ同等となる．
各冷媒を比較すると，R290 と R1234yf は性能が良く，かつ，低 GWP の特性により直接影響も小さい．札幌では，R454C の LCCP の値が最も大きい．
(b) ヒートポンプ給湯機
4.2 章に説明したヒートポンプ給湯機の年間エネルギー消費に基づいて LCCP 評価を行った．Fig.
4.3.4-20 には計算結果を示す．前述のように，DS は詳細モデル，SS は簡易モデルである．

Fig. 4.3.4-20 LCCP results for heat pump water heaters based on DS and SS methods

計算結果によると，札幌の外気温度が低いため，電力消費量と LCCP の値は対象地域の中で最も大きくなった．那覇の電力消費量は東京より小さいが，比較的高い CO2 排出係数のため，LCCP の値は逆に東京より大きくなることがわかった．
前章に示した冷媒別の年間エネルギー消費量計算結果に基づいて LCCP 評価を行う．Fig. 4.3.4-21,
Fig. 4.3.4-22, Fig. 4.3.4-23 には札幌，東京と那覇での LCCP 計算結果をそれぞれ示す．

Fig. 4.3.4-21 LCCP results for a heat pump water heater in Sapporo according to refrigerant262

Fig. 4.3.4-22 LCCP results for a heat pump water heater in Tokyo according to refrigerant

Fig. 4.3.4-23 LCCP results for a heat pump water heater in Naha according to refrigerant

R454C のエネルギー消費量が多いため，LCCP の値は比較的に高い結果となった．R410A の性能はほかの冷媒と同等であるが，GWP が高いために直接影響が大きく，東京，札幌と那覇のいずれの場合
も，LCCP の値は最も高い結果となった．
また，ヒートポンプの稼働時間帯とユーザーの使用時間帯が違うことによる，貯湯タンクの性能はシステム全体の効率にとって，重要なことと想定される．したがって，貯湯タンクの性能がエネルギ
ー消費量と LCCP に及ぼす影響を把握するため，対象機器断熱材の熱伝達率に対するパラメータスタ
ディを行った． Fig. 4.3.4-24, Fig. 4.3.4-25, Fig. 4.3.4-26 には対象地域での年間電力消費量を示す．

Fig. 4.3.4-24 Effects of insulation material on the electricity consumption of a heat pump water heater in Sapporo

263

Fig. 4.3.4-25 Effects of insulation material on the electricity consumption of a heat pump water heater in Tokyo

Fig. 4.3.4-26 Effects of insulation material on the electricity consumption of a heat pump water heater in Naha

以上のエネルギー消費に基づいて，LCCP 評価を行った．Fig. 4.3.4-27, Fig. 4.3.4-28, Fig. 4.3.4-29 には各地域における結果をそれぞれ示す．

Fig. 4.3.4-27 LCCP based on annual electricity consumption of a heat pump water heater in Sapporo according toinsulation material264

Fig. 4.3.4-28 LCCP based on annual electricity consumption of a heat pump water heater in Tokyo according toinsulation material

Fig. 4.3.4-29 LCCP based on annual electricity consumption of a heat pump water heater in Naha according toinsulation material

パラメータスタディの結果によると，蓄熱式ヒートポンプの年間エネルギー消費量とそれによる
LCCP の最小化にとって，製品の蓄熱性能はとても重要であることがわかった．特に外気温度が低い
ところで，断熱材性能の低下とともにエネルギー消費量と LCCP が急増する結果となった．
4.3.4.3 LCCP シミュレーターとこれを使った解析結果のまとめ
本研究では，LCCP 評価における構成ファクターに対してパラメータスタディを行い，低 GWP 冷媒への転換による LCCP の影響を定量的に示すことができた． R1234yf と R290 のような低 GWP 冷媒を採用した場合に，年間冷媒漏洩率と冷媒充填量がいくら増えても直接影響はほぼないとの結論となった．また，R410A のような GWP が非常に高い冷媒では，特に負荷が比較的に小さい地域で，冷媒漏洩率と EOL のいずれも重要な要素となる．
LCCP には，我が国の現在の CO2 排出係数の場合は，機器の消費電力量による間接影響が LCCP の値を大きく左右する．また，CO2 排出係数の違いによって，ヒートポンプ給湯機の電力消費量は那覇の方が東京よりも小さいにもかかわらず，LCCP の値は逆に那覇の方が東京より高い結果となった．
参考文献
1)

Stephen O. Andersen., The implications to the Montreal protocol of the inclusion of HFCs and PFCs in the
Kyoto protocol, 1999, pp. 37-38

2)

Stephen O. Andersen., Life Cycle Climate Performance Metrics and Room AC Carbon Footprint, 2018, pp.
25

3)

Kamel, E., Sheikh, S., Typical meteorological year and actual weather data in data driven machinelearning models for residential building energy use, 2020, Proceedings of the 2020 ASHRAE Virtual265Conference. ASHRAE, pp. 88-95
4)

Hanlong Wan., Comprehensive Investigations on Life Cycle Climate Performance of Unitary AirConditioners, 2021, pp. 332-341

5)Sarah Troch., LCCP evaluation on various vapor compression cycle options and low GWP refrigerants,
2016, pp. 133-134

6)Wu, J., Xu, Z．, Jiang, F., 2019. Analysis and development trends of Chinese energy efficiency standards
for room air conditioners． Energy Policy 125, 368–383.

7)

GB 12021．3-2010, 2010a． The Minimum Allowable Value of the Energy Efficiency and Energy
Efficiency Grades for Room Air Conditioners. Standards Press of China, Beijing.

8)

ANSI/AHRI 210/240-2008, 2008. Performance Rating of Unitary Air-Conditioning & AirSource Heat Pump
Equipment. Air-Conditioning, Heating, and Refrigeration Institute, Arlington, VA.

9)

JISC 9612:2013, 2013. Room Air Conditioner. Japanese Industrial Standards Committee, Tokyo.

10) BS EN 14825-2012, 2012. Air conditioners, liquid chilling packages and heat pumps, with electricallydriven compressors, for space heating and cooling-Testing and rating at part load conditions andcalculation of seasonal performance. British Standards Institution, London
11) AS/NZS 3823.2:2013, 2013. Performance of electrical appliances—Air conditioners and heat pumps Part 2:
Energy labelling and minimum energy performance standards (MEPS) requirements. Standards Australia
International, Sydney; Standards New Zealand, Wellington.
12) Hayato Horie, Takumi Kamiaka, Chaobin Dang, Eiji Hihara., Study on Cycle Property and LCCP
Evaluation of Heat Pump Using Hfo-1234YF, Hfc-32, And Hfc-410a As Refrigerant, 2010, pp. 8
13) W. Chen., A comparative study on the performance and environmental characteristics of R410A and R22
residential air conditioners, Applied Thermal Engineering 28, 2007.
14) Qiqi Tian, Dehua Cai, Liang Ren, Weier Tang, Yuanfei Xie, Guogeng He, Feng Liu., An experimental
investigation of refrigerant mixture R32/R290 as drop-in replacement for HFC410A in household air
conditioners, international journal of refrigeration, 2015, pp. 216-228．
15) HORIE, Hayato, ITOH, Mami, HIHARA, Eiji., Annual Performance and Performance Rating of Air
Conditioners 1st Report: Packaged Air Conditioners16) Zhang, J., Qin, Y．, Wang, C., 2015. Review on CO2 heat pump water heater for residential use in Japan.
Renewable and Sustainable Energy Reviews． 50, 2015, pp. 1383-1391.
17) Saito, K., 2017. Latest heat pump technologies in Japan. In: Proceeding of 13th IEA Heat Pump
Conference, Rotterdam, Netterland. 2017, pp. 1-15
18) Abdullah Alabdulkarem, Radia Eldeeb, Yunho Hwang, Vikrant Aute, Reinhard Radermacher., Testing,simulation and soft-optimization of R410A low-GWP alternatives in heat pump system, international
journal of refrigeration, 2015, pp. 106-117
19) Kashif Nawaz, Bo Shen, Ahmed Elatar, Van Baxter, Omar Abdelaziz., Performance optimization of CO2
heat pump water heater, International Journal of Refrigeration, Vol. 85, 2018, pp. 213-228
20) Alexander Soh, Swapnil Dubey. Performance Study of CO2 Heat Pump under Tropical Conditions ofSingapore., Energy Procedia 158 (2019), pp. 1366–1371
21) Arif Hepbasli, Yildiz Kalinci., A review of heat pump water heating systems, Renewable and Sustainable
Energy Reviews. Vol. 13, 2009, pp 1211-1229.
22) J. Zhang, R.Z. Wang, J.Y. Wu., System optimization and experimental research on air source heat pumpwater heater, Vol. 27, 2007, pp. 1029-1035.
23) Life Cycle Climate Performance Working Group, Guideline for Life Cycle Climate Performance. V 1.2,
2016.
24) U.S. Energy Information Administration, 2014. Capacity of Electric Power Plants by Energy Source.
http://www.eia.gov/electricity/data.cfm/.
25) Electric Power Statistics Information System, 2016． Facility By Electric Power Source． http://epsis．
kpx．or．kr/epsis/.

26626) Seyoung Choi, Jinwoo Oh, Yunho Hwang, Hoseong Lee., Life cycle climate performance evaluation (LCCP)on cooling and heating systems in South Korea, Applied Thermal Engineering 120, 2017, pp. 88-98.
27) Nuclear Safety and Security Commission, 2014. CO2 Emissions of Power Energy Source.
<http://www.nssc.go.kr/nssc/open/opening_data.jsp.
28) M. Deru, P. Torcellini., Source Energy and Emission Factors for Energy Use in Buildings, 2007.
29) Can Coskun., A time-varying carbon intensity approach for demand-side management strategies withrespect to CO2 emission reduction in the electricity grid, Int. J. Global Warming, Vol. 19, 201930) Mohamed Beshr, Vikrant Aute, Omar A Abdelaziz, Brian A Fricke, Reinhard Radermacher., An Evaluationof the Environmental Impact of Different Commercial Supermarket Refrigeration Systems Using Low
Global Warming Potential Refrigerants, 2014．
31) Gang Li., Comprehensive investigations of life cycle climate performance of packaged air source heatpumps for residential application, Ingersoll Rand Engineering and Technology Center-Asia Pacific, 2014.
32) Omar Abdelaziz, Brian Fricke, Edward A. Vineyard., Development of Low Global Warming Potential
Refrigerant Solutions for Commercial Refrigeration Systems using a Life Cycle Climate Performance
Design Tool. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, 2012.
33) Imran Khan, Michael W. Jack, Janet Stephenson., Use of time-varying carbon intensity estimation toevaluate GHG emission reduction opportunities in electricity sector, IEEE, 2017.
34) Imran Khan., Importance of GHG emissions assessment in the electricity grid expansion towards a lowcarbon future: A time-varying carbon intensity approach, Vol. 196, Journal of Cleaner Production, 2018, pp.
1587-1599.
35) Imran Khan, A Temporal Approach to Characterizing Electrical Peak Demand: Assessment of GHG

Emissions at the Supply Side and Identification of Dominant Household Factors at the Demand Side ,2018.
36) 日本における発電技術のライフサイクル CO2 排出量総合評価,電力中央研究所, 2016.
37) Institute for Sustainable Energy Policies. https://www.isep.or.jp/267

5.おわりに2016 年に採択されたモントリオール議定書のキガリ改正において，代替フロン（特に HFC 類）の生
産量・消費量の削減義務が課されることになり， 2018 年 12 月には日本も改正案を受諾し， 2019 年
1 月 1 日から既にその対応が始まっている．オゾン層破壊の解決策として開発された，塩素を含まない
代替フロンである HFC 冷媒であったが，その使用が制限される結果となり，代替フロン開発当時の繰り返しとも言える，新たな冷媒開発が必要となってきたわけである．それだけでなく，時間の経過は地
球温暖化を着実に進めており，国民の生活を支えるエアコンや冷蔵庫といった冷凍空調機器の需要も増えている．特に発展途上国であった国々が，新興国として発展を遂げており，過去以上に新たな冷媒に適した冷凍空調機器の開発が望まれている．
2018 年度からスタートした，地球温暖化防止に関わる次世代冷媒 NEDO プロジェクト「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍空調技術および評価方法の開発」も，本年度が 5 年計画の最終年度となった． 九州大学・早稲田大学が中心となって進めてきたワーキンググループ 1(WG I) では，次世代冷媒を探索し，性能評価する研究事業（九州大学グループが担当）と，冷凍空調機器の要素機器のデータ取得と，システム解析のシミュレーション手法および評価設備の開発を行う研究事業（早稲田大学グループが担当）が両輪となって研究を行い，それぞれ年に４回程度の定期的な情報交換の場を設け，お互いの進捗状況を確認しながら，事業を進めてきた． その成果をまとめたものがこのプログレス
レポートの最終版になる． WG I の成果は，毎年度末に作成したプログレスレポートとして，日本冷凍空調学会からすでに公開されており，国内外のジャーナルや，国内学会・国際会議での講演発表により，その成果も広く世間に伝えてきている．それらの大半が，今まで世間に公開されていなかった，次世代冷媒に関する情報であり，本 WG I からの成果がいかに貴重な情報であるかを，広く世界中のユーザーにも理解していただけるであろうし，様々な評価をいただければ，今後の参考にしていきたい．
地球温暖化防止に関わる研究は，様々な視点から取り組む必要のある，巨大なテーマである．その一端を担う本プロジェクト研究では，当初の目的は十分に達成できたが，さらに高いレベルの対策が要求される様になり，終着点がなかなか見つけられない研究事業となっている．特定フロン（CFCs） から
代替フロン（HFCs）に置き換わった経緯を参考にして，次世代冷媒（グリーン冷媒）を開発しても，これで完了とはならない気がしている．つまり，この事業は常時前進し続けていかなければならない永遠のテーマがゴールにあり，世界のトップランナーとして，日本が走り続けていかなければいけないテー
マなのである．今回の研究事業の内容だけでなく，本プロジェクトで構築した連携体制が，冷媒開発および冷凍空調機器開発の分野で世界のリーダーとなり，地球温暖化防止に積極的に取り組む姿を，世界に発信し続けてもらいたいと願っている．
最後に，本 WG I の活動にあたり，多方面から多くの支援をいただいている全ての皆さんに感謝と敬意を捧げ，今後に続くご支援をお願いしたい所存である．
WG I 九州大学 東 之弘

268

次世代冷媒･冷凍空調技術の基本性能･最適化･評価手法および安全性･リスク評価

第２部 次世代冷媒の安全性・リスク評価
WGⅡ ファイナルレポート

公益社団法人日本冷凍空調学会 次世代冷媒に関する調査委員会

2023 年 1 月 31 日

免責事項
本報告書に記載している内容については，最新の技術情報に基づき万全を期して作成しておりますが，掲載された情報の正確性を保証するものではありません．また，本報告書に掲載された情報・資料を利用，使用する等の行為に関連して生じたいかなる損害についても，本学会並びに著者は何ら責任を負いません．

著作権
本報告書の著作権は執筆者が有しています．許可なく全体あるいは一部の転載，複製はお断りします．

次世代冷媒･冷凍空調技術の基本性能･最適化･評価手法および安全性･リスク評価
第 2 部次世代冷媒の安全性・リスク評価
2022 年度最終報告書
2023 年 1 月 31 日
編集 日本冷凍空調学会 次世代冷媒に関する調査委員会
発行所 公益社団法人 日本冷凍空調学会〒103-0011 東京都中央区日本橋大伝馬町 13-7
日本橋大富ビル 5 階
TEL 03-5652-3223 FAX 03-5623-3229

1

目

次

１．はじめに............................................................................ 6
1.1 NEDO プロジェクトの概要................................................................................................................... 6
1.2 次世代冷媒に関する調査委員会 WGⅡの活動..................................................................................... 8
1.3 本報告書について................................................................................................................................... 9
参考文献 ......................................................................................................................................................... 10
２．東京大学の成果..................................................................... 11
2.1 はじめに................................................................................................................................................. 11
2.2 家庭用ルームエアコンからの冷媒漏洩 ............................................................................................. 11
2.2.1 はじめに.......................................................................................................................................... 11
2.2.2 数値流体解析の方法 ...................................................................................................................... 122.2.3 数値計算モデル.............................................................................................................................. 13
2.2.4 数値計算の妥当性検証 .................................................................................................................. 14
2.2.5 冷媒漏洩シミュレーション .......................................................................................................... 17
2.2.6 ファン風量の式の検討 .................................................................................................................. 19
2.2.7 まとめ.............................................................................................................................................. 20
2.3 業務用リーチインショーケースからの冷媒漏洩 ............................................................................. 22
2.3.1 はじめに.......................................................................................................................................... 22
2.3.2 数値流体解析の方法 ...................................................................................................................... 22
2.3.3 数値計算モデル.............................................................................................................................. 22
2.3.4 数値計算の妥当性検証 .................................................................................................................. 23
2.3.5 冷媒漏洩シミュレーション結果 .................................................................................................. 25
2.3.6 まとめ.............................................................................................................................................. 28
2.4 ルームエアコンのポンプダウン時のディーゼル爆発の抑制 ......................................................... 29
2.4.1 はじめに.......................................................................................................................................... 29
2.4.2 実験装置と実験方法 ...................................................................................................................... 29
2.4.3 添加剤効果に関する実験結果 ...................................................................................................... 30
2.4.4 考察.................................................................................................................................................. 33
2.4.5 まとめ.............................................................................................................................................. 33
2.5 可燃性冷媒が室内で着火したときの危害度の研究（福井大学に再委託） ................................... 34
2.5.1 概要.................................................................................................................................................. 34
2.5.2 燃焼シミュレーションモデル ...................................................................................................... 34
2.5.3 素反応モデル.................................................................................................................................. 35
2.5.4 R32 の燃焼反応特性 ...................................................................................................................... 35
2.5.5 R32 の燃焼シミュレーション ...................................................................................................... 39
2.3.6 シミュレーション結果の考察 ...................................................................................................... 42
参考文献 ......................................................................................................................................................... 43
３. 公立諏訪東京理科大学の成果 ........................................................ 45
3.1 はじめに................................................................................................................................................. 45
3.2 本研究の構成......................................................................................................................................... 45
3.3 着火源候補のスクリーニング ............................................................................................................. 45
3.3.1 着火源候補の抽出と分類 .............................................................................................................. 45
3.4 電気系着火源の着火性評価その 1：静電気放電 .............................................................................. 49
3.4.1 静電気放電の分類 3-24), 3-25) ............................................................................................................ 49
3.4.2 想定シナリオに基づく静電気放電による着火性評価 .............................................................. 49
3.5 電気系着火源の着火性評価その 2：リレー接点でのアーク放電による着火性 .......................... 50
3.5.1 アーク放電の特性と着火 .............................................................................................................. 50
2

3.5.2 リレー接点でのアーク放電による着火性評価：実験装置及び方法 ...................................... 51
3.5.3 リレー接点でのアーク放電による着火性評価：実験結果及び考察 ...................................... 52
3.6 電気系着火源の着火性評価その 3：照明スイッチ接点でのアーク放電による着火性 .............. 57
3.6.1 研究の概要...................................................................................................................................... 57
3.6.2 実験の概要...................................................................................................................................... 57
3.6.3 結果及び考察.................................................................................................................................. 58
3.7 電気系着火源の着火性評価その 4：コンセント抜き挿しでのアーク放電による着火性 .......... 59
3.7.1 研究の概要...................................................................................................................................... 59
3.7.2 実験の概要...................................................................................................................................... 59
3.7.3 結果及び考察.................................................................................................................................. 60
3.8 熱系着火源の着火性評価 ..................................................................................................................... 61
3.8.1 高温熱面による着火性の評価手法 .............................................................................................. 61
3.8.2 モデル熱面を用いた予混合よどみ流の着火臨界条件に関する実験 ...................................... 63
3.8.3 高温熱面による着火性評価のケーススタディ：たばこによる着火性評価 .......................... 67
3.8.4 高温熱線による着火性評価 .......................................................................................................... 68
3.9 レーザーによる着火性評価 ................................................................................................................. 70
3.9.1 概要.................................................................................................................................................. 70
3.9.2 実験装置及び方法.......................................................................................................................... 70
3.9.3 実験結果及び考察.......................................................................................................................... 71
3.10 本章のまとめ....................................................................................................................................... 73
参考文献 ......................................................................................................................................................... 74
４.産業技術総合研究所安全科学研究部門の成果 ............................................ 76
4.1 はじめに................................................................................................................................................. 76
4.2 可燃濃度域内に存在する実在の機器類の点火能評価 ..................................................................... 76
4.2.1 評価対象機器の選別と実験手法 .................................................................................................. 76
4.2.2 点火能評価の実験結果 .................................................................................................................. 76
4.2.3 点火能評価のまとめと計画 .......................................................................................................... 79
4.3 ルームエアコン室内機の拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価 ................................. 79
4.3.1 冷媒漏洩事故事例の検討と漏洩条件の決定 .............................................................................. 79
4.3.2 ルームエアコン室内機における漏洩拡散挙動計測の実験手法 .............................................. 79
4.3.3 ルームエアコン室内機における漏洩拡散挙動計測の実験結果 .............................................. 80
4.3.4 ルームエアコン室内機における実規模フィジカルハザード評価の実験手法 ...................... 82
4.3.5 ルームエアコン室内機における実規模フィジカルハザード評価の実験結果 ...................... 83
4.3.6 ルームエアコン室内機における実規模フィジカルハザード評価のまとめ .......................... 83
4.4 リーチインショーケースの拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価 ............................. 84
4.4.1 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける漏洩拡散挙動計測の実験手法 ...................... 84
4.4.2 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける漏洩拡散挙動計測の実験結果 ...................... 84
4.4.3 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける実規模フィジカルハザード評価の実験手法85
4.4.4 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける実規模フィジカルハザード評価の実験結果85
4.4.5 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける実規模フィジカルハザード評価のまとめ .. 87
4.5 小スケール実験によるルームエアコン室内機の拡散挙動計測とフィジカルハザード評価 ..... 87
4.5.1 ルームエアコン室内機における漏洩拡散挙動計測の実験手法 .............................................. 87
4.5.2 ルームエアコン室内機からの漏洩を模擬した小スケール漏洩拡散挙動計測の実験結果 .. 87
4.3.3 ルームエアコン室内機からの漏洩を模擬した小スケール燃焼影響評価実験手法 .............. 88
4.3.4 ルームエアコン室内機からの漏洩を模擬した小スケール燃焼影響評価実験の結果 .......... 88
4.5.5 ルームエアコン室内機における小規模フィジカルハザード評価のまとめ .......................... 90
参考文献 ......................................................................................................................................................... 90
５. 産業技術総合研究所機能化学研究部門の成果 .......................................... 91
5.1 はじめに................................................................................................................................................. 91
5.2 低 GWP 混合冷媒の燃焼限界の評価 .................................................................................................. 913

5.2.1 燃焼限界の評価方法 ...................................................................................................................... 91
5.2.2 R32/1234yf 混合系の燃焼限界評価 .............................................................................................. 92
5.2.3 HFO-1123/R1234yf 混合系の燃焼限界評価................................................................................. 94
5.2.4 HFO-1123/R32 混合系の燃焼限界評価 ........................................................................................ 95
5.3 混合冷媒の不活性化条件の検討 ......................................................................................................... 95
5.4 低 GWP 混合冷媒の燃焼速度の評価 .................................................................................................. 99
5.4.1 R32/1234yf 混合系の燃焼速度の評価 .......................................................................................... 99
5.4.2 HFO-1123/R32 混合系の燃焼速度の評価 .................................................................................. 101
5.4.3 HFO-1123/R1234yf 混合系の燃焼速度の評価........................................................................... 104
5.5 従来型混合冷媒の基礎燃焼特性の評価 ........................................................................................... 105
5.6 低 GWP 混合冷媒の濃度分布のある系の燃焼特性評価 ................................................................ 107
5.6.1 濃度分布のある系の燃焼特性評価の方法 ................................................................................ 107
5.6.2 R32/1234yf 混合系の評価と各成分単体との比較 .................................................................... 109
参考文献 ....................................................................................................................................................... 111
６. 日本冷凍空調工業会による A3 冷媒のルームエアコンのリスク評価 ....................... 112
6.1 はじめに.............................................................................................................................................. 112
6.2 日本冷凍空調工業会と NEDO 事業での取組みと位置付け .......................................................... 112
6.3 室内の冷媒漏えいシミュレーション ............................................................................................... 112
6.4 室外の冷媒漏えいシミュレーション ............................................................................................... 113
6.5 リスクアセスメントの方法 .................................................................................................................. 115
6.5.1 リスクアセスメントのプロセス ................................................................................................ 115
6.5.2 リスクアセスメントモデルの設定 ............................................................................................ 115
6.5.3 許容レベルの設定........................................................................................................................ 115
6.5.4 冷媒漏えい発生確率 .................................................................................................................... 115
6.5.5 着火確率の算出方法 .................................................................................................................... 116
6.5.6 対象とするライフステージ ........................................................................................................ 116
6.6 リスクアセスメント........................................................................................................................... 116
6.6.1 使用時の着火確率の計算及び安全対策 .................................................................................... 116
6.6.2 作業時の着火確率の計算及び安全対策 .................................................................................... 119
6.7 リスクアセスメントの想定外事象の考え方と提言 ....................................................................... 123
6.7.1 リスクアセスメントでの想定外の考え方 ................................................................................ 123
6.7.2 リスクアセスメントでの想定外に対する提言 ........................................................................ 123
6.8 日冷工規格........................................................................................................................................... 124
6.8.1 日冷工規格制定の背景 ................................................................................................................ 124
6.8.2 日冷工規格の内容........................................................................................................................ 124
6.9 まとめ................................................................................................................................................... 125
参考文献 ....................................................................................................................................................... 126
７．日本冷凍空調工業会による A3 冷媒の内蔵ショーケースの リスク評価 .................... 127
7.1 はじめに............................................................................................................................................... 127
7.2 冷媒漏えい解析................................................................................................................................... 127
7.2.1 概要................................................................................................................................................ 127
7.2.2 リーチインショーケース庫内漏えい解析 ................................................................................ 127
7.2.3 平形ショーケースの凝縮器ユニット漏えい解析 .................................................................... 130
7.2.4 ドア上下隙間の影響 .................................................................................................................... 131
7.2.5 実店舗モデルでの漏えい解析 .................................................................................................... 133
7.2.6 A2L 冷媒に関する漏えい解析 ................................................................................................... 135
7.3 リスクアセスメント........................................................................................................................... 137
7.3.1 リスクアセスメントの方法 ........................................................................................................ 137
7.3.2 使用時の A3 冷媒の着火確率の計算及び安全対策 ................................................................. 139
7.3.3 作業時の A3 冷媒の着火確率の計算及び安全対策 ................................................................. 140
4

7.4 国際規格と日本の規格 ....................................................................................................................... 144
7.4.1 国際規格........................................................................................................................................ 144
7.4.2 日本の規格.................................................................................................................................... 145
7.5 まとめ................................................................................................................................................... 145
参考文献 ....................................................................................................................................................... 146

5

１．はじめに
1.1

NEDO プロジェクトの概要

フロン排出抑制法の指定製品制度により，部門ごとに低 GWP 冷媒の普及が求められている．しかし，炭化水素のような強燃性冷媒の安全性評価・リスク評価の手法は確立されていない．したがって，次世代冷媒の基
本特性を把握し，同時に次世代冷媒の持つ課題に対する安全性・リスク評価方法を確立し，国内安全基準の策定や国際規格化・標準化策定に取り組むことで，省エネルギーかつ低温室効果を実現する次世代冷媒適用冷凍
空調機器等の開発を支援することが重要である．こうした状況をふまえ，本事業では，次世代冷媒を使用した
省エネ冷凍空調機器の開発基盤を整備し，2026 年を目途とする冷媒及び冷凍空調機器製品の市場投入に貢献することをねらいとしている．そのために業務用冷凍冷蔵機器及び家庭用空調機器を主とする中小型規模の冷凍空調機器に使用する次世代冷媒の安全性・リスク評価手法を確立することを目指している．
NEDO プロジェクト「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍空調技術及び評価手法の開発」の中の項目「次世代冷媒の安全性・リスク評価手法の開発」においては，東京大学，公立諏訪東京理科大学，産業技術総合研究所（安全科学研究部門）が共同提案し，受託している．3 機関の可燃性冷媒の燃焼事故時の安全評価に関する研究項目を列挙すると，以下のようになる．
【東京大学】

・可燃性冷媒漏洩時のリスクの評価
・可燃性冷媒が室内で着火したときの危害度の評価【公立諏訪東京理科大学】
・着火源のスクリーニングと着火源モデルの構築
・各種着火源のフィジカルリスク評価【産業技術総合研究所（安全科学研究部門）】
・冷凍空調機器からの冷媒漏洩事故事例の検討と漏えい条件のモデル化
・可燃濃度域内に存在する実在の機器類の点火能評価
・少量長時間漏洩時の拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価
・室内機内での急速漏洩時の拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価
上記 3 機関の共同提案とは別に，産業技術総合研究所（機能化学研究部門）は低 GWP 低燃焼性混合冷媒の安全性評価を行うことを目的として NEDO から研究を受託している．研究項目は以下のとおりである．
【産業技術総合研究所（機能化学研究部門）】
・混合冷媒の燃焼特性評価
・混合冷媒の実用上の燃焼安全性評価
家電製品のリスクを評価する手法として，R-Map が知られている．これは，リスクを 6 つの発生頻度と 5 つの危害度からなる 6×5 のマトリクス上で表現するものである．文部科学省所管の(財)日本科学技術連盟が開発したものである．Fig. 1-1 に R-Map 例 1-1)を示す．A 領域は許容できないリスク領域でリコールしなければならないものに該当する．B 領域は最低限のリスクまで発生頻度を低減すべき領域である．C 領域はリスクが無視でき，そのまま流通できる領域である．事故の発生頻度に関しては，家電製品などの消費生活用製品については，100 年に 1 回の死亡事故が発生しても安全と見なす（C 領域と見なす）という基準が示されている．
例えば，わが国のルームエアコンのように 1 億台流通している場合は，許容される事故発生頻度は 10-10（件／台・年）となる．Fig. 1-1 の発生頻度は 100 万台流通している場合の例である．
以上のように，製品のリスク評価を行うためには，事故の発生頻度評価と危害度の評価を行う必要がある．
冷凍空調機器から可燃性冷媒が漏えいして火災事故になるためには Fig. 1-2 に示すような 3 条件（冷媒の急速漏洩，可燃空間の存在，着火源の存在）が重なる必要がある．3 条件を独立事象と仮定すると，火災事故の発生確率は，冷媒の急速漏洩の発生確率と可燃空間の存在確率と着火源が存在する確率の積となるので，火災事故の発生確率を求めるためには 3 要素のそれぞれの発生確率を求める必要がある．

6

危害の程度Fig. 1-1 R-Map for Consumer Products when 1 million units are distributed. 1-1)

可燃下限界濃度以上の可燃空間が生成

火災発生

冷媒の急速漏洩

着火源が存在Fig. 1-2 Conditions for fire accident occurrence
本事業では，火災事故が発生する頻度のための研究と，事故時の危害度評価のための研究を行っている．当面は冷媒としてプロパンを冷媒とし，ルームエアコンおよび独立型ショーケースからの冷媒漏洩に伴う火災事故を研究対象としている．3 機関の研究項目の関係を Fig. 1-3 に示す．相互に協力しながら研究を進めてゆく計画となっている．最終的なリスク評価は日本冷凍空調工業会と協力しながら実施する予定である．

7

着火源評価

着火源のモデル化
冷媒漏洩時挙動

可燃性冷媒のリス
ク評価

着火源リスク評価（実験)

冷媒漏洩時拡散（CFD・実験)

実在機器の着火能（実験)
燃焼事故確率

少量長時間漏洩時拡散(実験)

ハザード評価
危害度評価（CFD・実験)

急速漏洩時拡散(実験)燃焼事故危害度

少量長時間漏洩時実規
模爆発(実験)日本冷凍空調工業会と協力して実施

急速漏洩時実規模爆発(実験)

東京大学が実施

公立諏訪東京理科大学が実施

産業技術総合研究所が実施

Fig.1-3 Research flows in this project

1.2

次世代冷媒に関する調査委員会 WGⅡの活動

低 GWP 冷媒は微燃性を有することが多いため，低 GWP 冷媒の使用を促進するため，科学的知見に基づいた微燃性冷媒のリスク評価の必要性が叫ばれ，国立研究開発法人新エネルギー・産業技術総合開発機構(NEDO)の「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍空調技術及び評価手法の開発」プロジェクト（2018～2020 年）の中で，公立諏訪東京理科大学，東京大学，産業技術総合研究所などが冷媒の安全性の研究を進めている．一方，(一社)日本冷凍空調工業会は 2016 年から冷凍空調機器に強燃性冷媒（A3 冷媒）を適用するときのリスク評価を始めている．日本冷凍空調工業会では，設置条件の影響や着火源の存在になどについて個別に審議している．これら知見を集約し，第三者の目で客観的な評価を行う目的で，2018 年から NEDO の調査事業として，(公社)日本冷凍空調学会の中に「次世代冷媒に関する調査委員会」が設置された．当該調査委員会の中のワーキンググループⅡ（WGⅡ）において可燃性冷媒の安全性とリスク評価が審議されている．WGⅡの審議体制は Fig. 1-4 に示すように，産官学の協力体制が構築されている．委員構成は Table 1-1 に示すとおり
である．
日本冷凍空調学会
日本冷凍空調工業会

新エネルギー・産業技術総合開発機構 NEDO
次世代冷媒に関する調査委員会
WG2
東京大学

A3 冷媒安全検討 WG（ルームエアコン）

公立諏訪東京理科大学

A3 冷媒安全検討 WG（内蔵ショーケース）
リスク評価の実施

産業技術総合研
究所
情報共有・審議基礎データの取得

Fig. 1-4 Deliberation system for risk assessment of flammable refrigerants

8

Table 1-1 Investigation Committee on Next-Generation Refrigerants, WGII Committee List as of November 1, 2022
所

属

部

署

役

職

氏

名

主査

大学改革支援・学位授
与機構

研究開発部

特任教授

飛原 英治

委員

東京大学

大学院新領域創成科学研究科

特任研究員

伊藤 誠

公立諏訪東京理科大学

工学部機械電気工学科

准教授

今村 友彦

産業技術総合研究所

機能化学研究部門

主任研究員

滝澤 賢二

産業技術総合研究所

安全科学研究部門

主任研究員

椎名 拡海

日本冷凍空調工業会

パナソニック㈱鶸田 晃

パナソニック㈱

高市 健二

三菱電機㈱

山下 浩司

東芝キヤリア㈱山口 広一

ダイキン工業㈱平良 繁治

日立ジョンソンコントロールズ空調㈱野中 正之

三菱重工サーマルシステムズ㈱

松田 憲兒

オブザーバ

技術部

部長／参事

酒井 猛

参事

佐々木 俊治

参事

室園 宏治

参事

長谷川 一広

福井大学

学術研究院工学系部門

准教授

党 超鋲

公立諏訪東京理科大学

工学部機械電気工学科

准教授

上矢 恭子

東京海洋大学

海洋電子機械工学部門

教授

井上 順広

産業技術総合研究所

安全科学研究部門

研究グループ長

久保田 士郎新エネルギー･産業技術
総合開発機構

環境部

統括研究員

藤垣 聡

主幹

森 智和

専門調査員

高橋 辰彦

主査

牛腸 誠
大石 拓摩

事務局

日本冷凍空調学会

事務局長

河野 恭二
上村 茂弘
西口 章

1.3

本報告書について

本報告書は，次世代冷媒に関する調査委員会 WG2 の最終成果をまとめたものである．本研究会の活動にあたって経済的なご支援をいただいた国立研究開発法人 新エネルギー・産業技術総合開発機構には心よりお礼申し上げます．また，執筆にご協力いただいた委員，執筆協力者各位にもお礼申し上げます．
本報告書は公開物です．著作権は分担執筆者が有しているので，引用の際には出典を明記するようにお願いいたします．

9

Table 1-2 Author list
章

執

筆

者

第 1 章 はじめに

飛原 英治(大学改革支援・学位授与機構)

第 2 章 東京大学の成果

伊藤 誠（東京大学），斎藤 静雄，党 超鋲(福井大学)，飛原英治(大学改革支援・学位授与機構)

第 3 章 公立諏訪東京理科大学の成果

今村 友彦(公立諏訪東京理科大学)

第 4 章 産業技術総合研究所安全科学研
究部門の成果椎名 拡海(産業技術総合研究所)，高橋 良尭，松木 亮，佐分利 禎，久保田 士郎

第 5 章 産業技術総合研究所機能化学研
究部門の成果滝澤 賢二(産業技術総合研究所)

第 6 章 日本冷凍空調工業会による A3
冷媒のルームエアコンのリスク評価の成果

高市 健二(パナソニック㈱)第 7 章 日本冷凍空調工業会による A3
冷媒の内蔵ショーケースのリスク評価の成果

山下 浩司(三菱電機㈱)参考文献
1-1) リスクアセスメント・ハンドブック実務編：経済産業省，2011 年 6 月

10

２．東京大学の成果
2.1

はじめに

東京大学では，可燃性冷媒の燃焼に係る安全性とリスク評価の研究を受託している．この研究は可燃性冷媒
がルームエアコン室内機から漏洩する時と業務用ショーケースから漏洩するときのリスクの研究，可燃性冷媒が室内で着火したときの危害度の研究，ルームエアコンのポンプダウン時のディーゼル爆発の抑制の 4 項目で構成されている．
可燃性冷媒漏洩時のリスクの研究に関しては，可燃性冷媒を用いるルームエアコンや業務用ショーケースから冷媒が室内に漏洩したときの冷媒濃度の拡散をシミュレーションし，可燃濃度をもつガスの体積の時間的な推移を計算することを目的としている．この結果を用いて，可燃性冷媒が室内に漏洩したときの着火確率を計算することができる．本研究では，まず二酸化炭素などの安全で GWP の小さいガスを用いた漏えい実験を行い，その結果を用いてシミュレーションモデルの妥当性を検証した．その上で，ルームエアコンの室内機からの漏洩シミュレーションを行い，部屋面積と必要なファン風量の関係の評価を行った．
業務用ショーケースからの可燃性冷媒の漏洩については，まず，二酸化炭素を用いた漏洩実験を実施し，その結果とシミュレーション結果との比較を行い，シミュレーションモデルの妥当性を検証した．その上で，業務用ショーケースからの漏洩シミュレーションを行い，可燃性冷媒の最大充填量や凝縮器ファン風量の評価を行った．
燃焼性冷媒が室内漏えいして燃焼事故が発生するとき，そのリスクを評価するためには危害度を評価しなければならない．可燃性冷媒が燃焼するときの危害度が不明のため，現在のリスク評価においては，致命的な危害度と仮定している．可燃性冷媒が燃焼するときの危害度評価を行うため，燃焼現象のシミュレーションを行った．
エアコンの移設や廃棄の際，室外機へ冷媒をポンプダウンする際の誤操作により，圧縮機の破裂事故が発生する場合がある．ポンプダウン時のディーゼル燃焼の様子を，冷媒圧縮機を模型エンジンで模擬し実験により調べた．冷凍機油中に反応抑制剤を添加することによる燃焼抑制に及ぼす影響を調べた．

2.2

家庭用ルームエアコンからの冷媒漏洩

2.2.1 はじめに
これまで多くの研究者がルームエアコンからの冷媒漏洩問題に着目し，研究を行ってきた．片岡ら 2-1)は，
可燃性冷媒の室内漏洩に関する数値計算と実験を行い，漏洩空間の床面積，冷媒の燃焼下限界 (LFL)，冷媒の漏れ高さから可燃性冷媒の最大充填量を算出する式を提案した．Hu ら 2-2)は，R 290 が壁掛けエアコンから漏洩する際，漏れ高さや冷媒の漏れ箇所，漏洩時の吹出方向などの影響を調査した．馬場ら 2-3)は R 290 が室外機から漏洩した際のリスク評価に関して，数値計算を通じて行い，室外機のベランダへの設置法毎のリスク評
価と，最適な設置法の評価を行った．Colbourne ら 2-4)は壁掛けエアコンからの冷媒漏洩実験を R 744 で行い，充填量を減らし，室内の平均気流速度を上げた場合に，床面付近での濃度が低くなることを報告している．
Tang ら 2-5), 2-6)は，エアコン内部の配管に穴が空いた際の急速漏洩についての実験を R 290 にて行った．噴き出し口直下にて濃度の測定を行ったが，充填量 400 g で LFL を大幅に超える濃度を記録している．服部ら 2-7)は，
床置きエアコンから R 32 が漏洩した際の計算と実験を行った．それらによると，空調機のファンが停止した状態で，計算と実験の濃度分布の相関が確認できなかったが，ファンを回した状態の場合，相関が示された．
Jin ら 2-8)は，R 32 の床置きエアコンからの漏洩に関して，部屋に換気口を設けて計算を行った．計算結果か
ら，冷媒が下部に滞留することから下部の換気口の影響が大きいと結論付けた．
冷媒漏洩時に室内機ファンを稼働させ，室内空気を撹拌することで可燃域を減らすことが検討されている．
Colbourne ら 2-9)は漏洩時のファンの風量を与える式を提案している．また，IEC 60335-2-40：20222-10)によれば，
ファン風量の式は𝑉̇o,min =5𝑌√𝐴0 𝑚̇leak 3⁄4ℎ𝑎 1⁄4 [𝐹𝐿L(1 − 𝐹)]5⁄8
11(2 − 2 − 1)

で与えられている．ここで，𝐴0は吹きだし口面積(m2)，𝑚̇leak は冷媒流出速度(kg/s)，ℎ𝑎 は漏洩口高さ(m)，𝐹𝐿L
は冷媒の燃焼下限界(kg/m3)，F，Y は定数である．
最大充填量については， IEC 60335-2-40：2022 に規定されているファンがない場合の可燃性冷媒の式(2-22)があるほか，冷媒漏洩時に室内機のファンを稼働させることにより可燃性冷媒の最大充填量を増やす式(2-23)が提案されている．
𝑚max = 2.5 × 𝐹𝐿L 5⁄4 × 𝐴1⁄2 × ℎ0

(2 − 2 − 2)𝑚max = 𝐹 × 𝐹𝐿L × 𝐴 × 2.2(2 − 2 − 3)

ここで，A は床面積(m2)である．
本研究では，家庭用空調機や業務用冷凍冷蔵機器用の次世代冷媒として期待されている R 290 の漏洩時の可燃ガス体積の評価を数値計算手法を用いて行う．初めに，計算モデルの妥当性検証のために，室内空間への冷媒漏洩時の濃度分布の変化を実験的に求め，数値計算結果との比較を行い，作成したメッシュや離散化スキー
ムの精度が実験値の再現に十分であることを検証した．実証実験と計算結果の乖離が小さくなるように，数値計算法の改善を行った．
本研究の目的は，エアコンの室内機から冷媒が漏れた場合の安全を確保するために，室内機のファンを作動させる必要性を評価することである．IEC 規格には最小ファン風量は与えられているが，風向の影響については考慮されていない．ここでは，冷媒漏洩後の可燃性ガスの挙動を，室内機の設置場所，室内機ファンの風速と風向，部屋の床面積をパラメータとして算出した．
冷媒漏洩後に室内機ファンを運転することにより，室内の循環流を生成することが重要である．冷媒漏洩により生成された可燃性ガス領域を早期に解消させるために必要な室内機ファンの風向と風速の関係を考察した．
2.2.2 数値流体解析の方法
エアコン室内機から漏洩した冷媒ガスが室内の空気と混合しながら拡散してゆく過程を数値計算する．3 次
元空間での混合物の移流拡散問題の基礎方程式は質量保存の式(2-2-4)，ナビエストークスの方程式(2-2-5)，移流拡散方程式(2-2-6)，理想気体の状態方程式(2-2-7)，である．数値計算では ANSYS 社の Fluent 2021 R2 を用いた．計算条件は Table 2-2-1 にまとめている．
𝜕𝜌𝜕+(𝜌𝑢𝑗 ) = 0
𝜕𝑡 ∂𝑥𝑗(2 − 2 − 4)

𝜕𝜌𝑢𝑖
𝜕
𝜕𝑝
+
(𝜌𝑢𝑗 𝑢𝑖 − 𝜏𝑖𝑗 ) = −+ 𝑔𝑖 (𝜌 − 𝜌𝑜 )
𝜕𝑡
∂𝑥𝑗
𝜕𝑥𝑖

(2 − 2 − 5)

𝜕𝜌𝑌m
𝜕
𝜕𝑌m
+
(𝜌𝑢j 𝑌m − 𝐷
)=0
𝜕𝑡
𝜕𝑥j
𝜕𝑋j

(2 − 2 − 6)

𝜌=

𝑝
𝑌𝐴
𝑌
𝑅𝑇 (𝑀 + 𝑀𝐵 )𝐴
𝐵

(2 − 2 − 7)

ただし，τij：ストレステンソル，Xm：モル濃度，Ym，𝑌𝐴 ，𝑌𝐵 ：質量濃度，MA, MB：分子量，D：拡散係数
冷媒拡散時の分子拡散係数は以下の式(2-2-8) 2-11) より算出し，温度，圧力によらず一定とみなした．

𝐷𝐴𝐵 =1.5 × 10−5 𝑇 1.81
110.4
0.4 )2 ∙ √𝑀 + 𝑀
0.1405)(𝑉
𝑝(𝑇𝐶𝐴 ∙ 𝑇𝐶𝐵∙ 𝐶𝐴 + 𝑉𝐶𝐵
𝐴
𝐵

ただし，TCA，TCB：臨界温度 K，VCA，VCB：臨界比体積 cm3/mol．
本研究にて使用する各冷媒と空気の拡散係数を Table 2-2-2 に示す．
12(2 − 2 − 8)

Table 2-2-1 Simulation outline
Room
SoftwareSimulation
Species transport
Turbulence model
SolverSchemeANSYS Fluent 2021 R2
Unsteady and compressible flow
2 components (Air - Refrigerant)
Realizable k-ε
SIMPLE
2nd order upwind

Table 2-2-2 Diffusion coefficient2

Diffusion coefficient [m /s]

R290-Air

R32-Air

R744-Air

1.11×10−5

1.35×10−5

1.59×10−5

2.2.3 数値計算モデル
計算モデルの概要を Fig. 2-2-1 及び Table 2-2-3 にまとめた．壁掛け式室内機の形状を Fig.2-2-2 に，床置き式
室内機の形状を Fig.2-2-3 に示す．吹き出し口の寸法は図に示したほかに，短辺を 100 mm に拡大した条件についても計算している．床置き式室内機は上下 2 つの吹出口をもち，計算ではどちらか一方から吹き出し，他方は壁境界としている．
基準の部屋の大きさは 3200×2800×2500 mm で，エアコンの対面壁上部に，100×50 mm の排気口が圧力境界条件として 2 個設置されている．扉下の隙間は設定していない．メッシュは境界近傍で細かくなるようにし，中央に対称面をおいて半分の領域を計算した．漏洩速度は，IEC 60335-2-40：2022 に基づき 4 分で全量室内に放出する急速漏洩の条件としている．IEC 規格でこのような漏洩速度となっているのは，低速の漏洩では可燃域が発生しにくいからである．冷媒は R 290 とした．

Unit: mmFig. 2-2-1 Modeled room

Unit: mmFig. 2-2-2 Details of the wall-mounted indoor unit model

Unit: mmFig. 2-2-3 Details of the floor-mounted indoor unit model

13

Table 2-2-3 Simulation condition
Refrigerant
Leak amount
Leak time
Boundary of A/C model
Floor Area
Ventilation

R290 and R32
Evaluated
4 min
1 outlet and 1 inlet
Evaluated
Exist (Vent)

Time integral of flammable gas volume(m3 s)

2.2.4 数値計算の妥当性検証(1) 数値計算のメッシュ妥当性
数値計算のメッシュ妥当性として，2.2 項の条件で壁掛け式室内機から 0.286 kg の R 290 が漏洩した条件での，50%LFL 以上の可燃ガス体積の消滅までの累積値を Fig. 2-2-4 に示す．吹き出し口寸法は 600×100 mm で，
ファン風速は 1 m/s としている．図から，メッシュ数の増加に伴い，可燃ガス体積が収束していく過程が示された．これらの結果から，計算時間等を考慮し室内のメッシュ数は 2.57×105 とした．
Fig. 2-2-4 Check of mesh dependency
15
12
9
6
3
0
0

2×105

4×105

Number of cells(2) 数値計算のモデル妥当性の検証手法
本研究では冷媒漏洩試験によって濃度分布測定を行い，数値計算により求められた同位置での冷媒濃度と比較することによりモデルの妥当性の検証を行った．実験室の構造は，Fig. 2-2-5 に示す通りである．壁面には断熱板を貼り付け，ドリフトが発生しないように注意した．使用した冷媒は R32 と R744 である．冷媒の供給
系統は Fig. 2-2-6 に示す通りであり，使用した機器の仕様を Table 2-2-5 にまとめた．マスフローコントローラ
は R32 用であるが，R744 の実験のときは流量係数値を修正した．冷媒を放出させる室内機は壁掛け式のみである．内部構造を簡単化し，吹き出し口から冷媒を均一に放出させるために，模型を製作した．模型の詳細図
を Fig. 2-2-5 に示す．吹き出し口は 688mm×100mm の大きさである．吸い込み口はついていないので，濃度100%の冷媒が均一な速度で放出される．冷媒濃度の測定については，複数種類の冷媒を扱うことと，吸気による気流を発生させないことを目的として，酸素濃度計を用いて，酸素濃度の減少量から冷媒濃度を推定する方法を用いた．冷媒濃度𝑋𝑟𝑒𝑓 は酸素濃度𝑋𝑂2と初期酸素濃度𝑋𝑂2,𝑎𝑡𝑚 から式(2-2-9)を用いて算出した．
𝑋𝑟𝑒𝑓 =

𝑋𝑂2,𝑎𝑡𝑚 − 𝑋𝑂2
𝑋𝑂2,𝑎𝑡𝑚(2 − 2 − 9)

14 個すべての酸素濃度計について，R744 を用いて酸素濃度計の読み取りから式(2-2-9)を用いて計算される
R744 濃度について較正を行い，冷媒濃度を測定値の±2 %の精度で測定できることを確認した．設置位置は
Fig. 2-2-8 に示すとおり 14 箇所とした．実験条件に関しては Table 2-2-6 にまとめた．

14

Unit: mm

Fig.2-2-5 Geometry of experimental room

RegulatorGascylinderThermostat bath

A/C

Mass flow
controller

Leak
・
・
・

Test room

Datalogger

Sensors

Fig. 2-2-6 Schematic of the experimental setup

Diffusion

Refrigerant

Rectification

Fig. 2-2-7 Internal structure of wall-mounted air-conditioner

15

Table 2-2-5 Equipment specification

Name
Mass flow controller

Oximeters

Type

Specifications
Gas: CH2F2
Range: 0～250 L/min
Accuracy: ±2% of full scale
Gas: Oxygen
Principle: Galvanic battery type
Resolution: 0.01%
Accuracy: ±0.5% (≧10 vol%),±0.01% (＜10 vol%)Fujikin(FCST1500M)
ICHINEN JIKO
(JKO-O2 Ver.3)

2550

Group AGroup CGroup B
No.12・y

No.11
x
・No.6 No.9・ No.10・・
No.5・
No.8・ ・No.14
No.4・
No.7・
No.3・
・No.13No.2・zGroup D
No.1・

・: O2 sensor
Unit: mmFig. 2-2-8 Concentration measurement points
Table 2-2-6 Experimental conditions for validation of CFD model

No.
1-1
1-2
1-3
1-4
2
3

Refrigerant

Air vent

Refrigerant amount
(g)

R744

exist

R744

none

200
300
400
500
500

R32

exist

500

(3) モデル妥当性検討結果
Fig. 2-2-9 には Table 2-2-6 における試験条件 No. 1-4，No. 3 の測定点 Group A における計算値と実測値の比較を示す．縦軸は試験ガス濃度，横軸は時間である．図から冷媒の漏洩開始から漏洩終了時 (240 s)の間は各点において冷媒濃度が上昇していき，240 s 以降は冷媒濃度は徐々に低下していく．研究当初は実測値と計算値に乖離が見られたが，エアコン室内機の吹き出し口近傍，換気口近傍，ドアした隙間近傍のメッシュを細かくし，滑らかにガスが流入あるいは流出するように壁の形状を工夫することによって，乖離が少なくなることを確認した．結果的には，Fig.2-2-9 に示すように，実測値と計算値は合理的な精度で一致しており，実際の物理現象を再現出来ていると考えられ，本計算モデルの妥当性が高いことが示された．

16

(a) No. 1-4(b) No. 3
Fig. 2-2-9 Comparison between calculation (Sim) and experimental (Exp) results
2.2.5 冷媒漏洩シミュレーション(1) シミュレーションの条件
前項で検証した計算モデルを用いて，壁掛け式室内機，床置き式室内機から室内へ冷媒が漏洩したときの冷媒
ガスの拡散挙動を数値解析した．主として吹き出し方向とファン風速が可燃域生成に与える影響の評価を行った．
室内機の形式に関係のない共通パラメータを Table 2-2-7 に，形状の概略は Fig. 2-2-1 に示す通りである．本研
究では，冷媒充填量を決める式(2-2-3)および風量の式(2-2-1)に含まれる係数 F はここでは 0.382 としている．
シミュレーションでは最悪条件を検討するために，ドアはないと仮定している．したがって，上部隅の 100×
50 mm の換気口 (圧力境界)のみが設置されている．
Table 2-2-7 Parameters of CFD simulation
Room dimensions(Width × Depth ×
Height)Refrigerant
charge (g)Leakage period
Fan airflow speed
Fan operation

2.8 × 3.2 × 2.5 m (8.96 m2)
4.0 × 4.5 × 2.5 m (18 m2)
4.9 × 5.6 × 2.5 m (27.44 m2)
𝑚 = 𝐹 × 𝐹𝐿L × 𝐴 × ℎ
A: room area (m2)h: 2.2 m
𝐹: 0.382
𝐹𝐿L : lower flammability limit (kg/m3)
240 s
1 - 2 m/s (uniform velocity)
Operation started 30 s after the start of leakage(2) 漏洩時に室内機ファンが作動しない場合
壁掛け式室内機および床置き式室内機から冷媒が漏洩するときに，室内機ファンが稼働しないときの可燃ガス体積の発生状況を計算した結果を Fig. 2-2-10 に示す．床面積は 8.96 m2，漏洩する冷媒は R 290 で，質量𝑚は 0.286 kg である．
吹き出し口から出てくる冷媒濃度は 100%，
流量𝑚̇leak は𝑚̇leak = 𝑚⁄240 = 1.19 × 10−3 kg/s で一定と仮定している．
室内機の形状は Fig. 2-2-2 および 2-2-3 に示す通りで，壁掛け式の寸法は 800×300×300
mm であり，底面(床面から 2.1 m)の前端に設けられた 600×100 mm の吹き出し口から漏洩する．床置き式室内機の形状は，800×600×150 mm で，前面下部に 600×50 mm の吹き出し口が設置されている．
ここでは，実線は濃度が 50%LFL 以上の可燃ガス体積の時間推移を示している．国際規格でも採用されているように 2-12)，安全率を考えて，濃度が 50%LFL 以上の領域を可燃部として計算した．参考のために可燃ガス
体積(LFL～UFL(燃焼上限界))の推移も破線で示す．実線と破線の差は 50%LFL と LFL の間の濃度の体積を示している．床置き式の場合は床面付近に高濃度のガスが滞留するため差が小さいが，壁掛け式では室内機からのガスが重力で下方に流れる間に周囲の空気と混ざり希釈されるため，LFL を超える体積が小さい代わりに
17

50%LFL～LFL の領域が大きくなる．この結果を見ると，室内機ファンを稼働しなければ，可燃ガス領域が長く生成されることを示している．

Fig. 2-2-10 Results of flammable gas generation when the fan does not operate(3) 漏洩時に壁掛け式室内機のファンが作動する場合
上部にある 600 × 200 mm の吸いこみ口から室内空気を吸い込み，底面前端に設けられた 600 × 100 mm の大きさの吹き出し口から気流が出てくる．吹き出す方向は水平～直下とした．冷媒の漏洩開始から 30 秒間は室内機ファンは運転せず，濃度 100%の冷媒ガスが吹き出し口から流出する．30 秒経過したところで室内機ファンが動き出して，室内機吸いこみ口から室内空気を吸い込み，吹き出し口から冷媒ガスを含む気流が流出する．
Fig. 2-2-11 は 0.286 kg の R 290 が吹き出し口 600 × 100 mm から面積 8.96 m2 の部屋に流出したときの可燃ガス体積の時間推移を計算したものである．𝐴0 = 0.06 m2 , 𝑚̇leak = 1.19 × 10−3 kg/s, ℎ𝑎 = 2.1 m を式(2-2-1)に代入した風量に相当する風速 1.14 m/s を基準として，濃度が 50%LFL 以上の可燃ガス体積の時間推移を示す．
漏洩の初期には小さな可燃域が生じるが，30 秒後にファンの動作が開始すると全域が 50%LFL 以下の濃度となる．その後 120～240 秒の間に，室内の冷媒濃度の上昇とともに 50%LFL の濃度領域が再び生じて増えていくが，漏洩終了とともに速やかに消滅する．この間の最大濃度は 50%LFL～LFL の間であり，可燃領域が生じることはなかった．風向については，水平吹き出しの条件で 50%LFL を超える領域が大きくなるが，風速を 2
m/s 程度に上げると風向による差異が小さくなる．

Fig. 2-2-11 Flammable gas volume when the airflow velocity is 1.14 m/s for wall-mounted indoor unit.
(4) 漏洩時に床置き式室内機のファンが作動する場合
床置き式室内機の前面に 600 × 300 mm（下端は床面から 150 mm）の吸いこみ口があり，600 × 100 mm の吹き出し口が前面上端もしくは前面下部に設置されている．上端の吹き出し口からの気流方向は水平～斜め上方とした．前面下部の吹き出し口の下辺は床面から高さ 25 mm に設定され，水平方向に吹き出す．壁かけ式
18

と同様に冷媒の漏洩開始から 30 秒間は室内機ファンは運転せず，濃度 100%の冷媒ガスが吹き出し口から流出する．30 秒経過したところで室内機ファンが動き出して，室内機吸いこみ口から室内空気を吸い込み，吹き出し口から冷媒ガスを含む気流が流出する．
Fig. 2-2-12 は 0.286 kg の R 290 が吹き出し口 600×100 mm から面積 9 m2 の部屋に流出したときの可燃ガス体
積の時間推移を計算したものである．風速 1.14 m/s を基準として，濃度が 50%LFL 以上の体積及び可燃ガス体
積 (LFL～UFL) の時間推移を示す．吹き出し口の位置と方向の可燃ガスの生成効果としては「下部吹出」＜「上部から水平に吹き出し」＜「上部から斜め上方に吹き出し」である．上部から斜め上方に吹き出した場合の 50%LFL は壁掛け式と同程度の大きさだが，他の方向では 50%LFL の領域が大きくなる．
Fig. 2-2-13 は部屋面積を 27.44 m2 にし，床置き式室内機の風向を斜め上方に固定して風速を変化させた結果である．冷媒充填量も部屋面積に比例して多くなり 0.876 kg である．ここでは 1～6 m/s の範囲で風速を変化させている．この条件での式 (2-2-1) から得られる風速は 2.6 m/s である．Fig. 2-2-12 の部屋面積 8.96 m2 の場
合と比較すると，風向が同じであっても可燃ガス体積は大幅に増えていることが分かる．ファンによる気流速度を上げなければ，気流が機器正面の壁まで届きにくくなっており，部屋全体に大きな対流が形成されなくなっていると判断される．したがって，Fig. 2-2-12 においても下部吹き出しの場合の 50%LFL 超の体積が大きくなっている．

Fig. 2-2-12 Flammable gas volume when the
airflow velocity is 1.14 m/s for floor-standing
indoor unit.

Fig. 2-2-13 Flammable gas volume for 27.44 m2 of
the floor area for floor-standing indoor unit

2.2.6 ファン風量の式の検討
式(2-2-3)の充填量𝑚max が一定流量で全量漏洩すると仮定し，ファン風量の式(2-2-1)の𝑚̇leak に代入すると，
以下のように風速の式が得られる．
𝑢air =

9.03𝑌𝐹 3/4
𝐴3⁄4 𝐹𝐿L1/8
×𝑡leak 3⁄4 (1 − 𝐹)5⁄8 ℎa 1⁄4 √𝐴0(2 − 2 − 10)

風速に大きな影響を与えるのは，指数の大きさから判断して，吹き出し口面積と部屋面積であるので，この指数の妥当性を検討する．
(1) 吹き出し口面積の影響
Fig. 2-2-14 は，壁掛け式室内機から 0.286 kg の R 290 が面積が 8.96 m2 の部屋に漏洩するとき，ファンの吹出し口形状と風速を変えた時の可燃ガス体積の変化を計算した結果である．
吹出し口の寸法は 600×100 mm で，
45 度下方に風速 1 m/s で吹き出した時を基準にとり，吹出口の寸法を半分 (600×50 mm) にして，風速を式(22-10)の示唆するように√2倍の 1.41 m/s にした場合と，2 m/s にした場合の可燃ガス体積の計算結果を示している．
Fig. 2-2-15 は同じように床置き式室内機の開口部面積を半分にした時の風速の違いを比較したものである．
19

Fig. 2-2-14 Effect of outlet area on flammablegas volume for a wall-mounted indoor unit

Fig. 2-2-15 Effect of outlet area on flammablegas volume for a floor-standing indoor unit

気流は 45 度上方に吹き出されている．どちらの図を見ても，基準ケースの可燃ガス体積と式(2-2-10)の風速の
可燃ガス体積は良好な一致を示しており，式(2-2-1)の開口部面積についての指数の妥当性が示された．
(2) 部屋面積の影響
2 種類の室内機について，部屋面積を 8.96, 18, 27.44 m2 に変化させて，可燃ガス体積の変化を計算した(Fig.
2-2-6)．R 290 の漏洩量は式(2-2-3)の係数 F を 0.382 として計算し，それぞれ 0.286 kg，0.575 kg，0.876 kg である．ファン気流の吹き出し方向は，壁掛け式室内機が 45 度下方，床置き式室内機は上部開口から 45 度上方とした．これら方向に設定した理由は，吹き出し方向を変えた気流形成の計算結果から，これら方向の場合に最も室内循環流が形成されやすいことが分かっているからである．Fig. 2-2-16 の縦軸は冷媒の漏洩が開始して可燃ガス体積が消滅するまでの間の可燃ガス体積の時間積分値を床面積で除したものである．
Fig. 2-2-16 の丸印は冷媒の漏洩が終了して 15 s 以内に可燃ガス体積が消滅した場合，三角印はそれ以降も可燃域が残った場合を示している．風速の下限の基準として，Case1 と Case2 の 2 つの条件で検討した．Case 1は Figs. 2-2-16 の縦軸が 10 m s となる風速であり，これは漏洩終了から 15 s 以内に可燃域が消滅することに相当する．Case2 は漏洩終了から 1s 以内に可燃域が消滅する条件である．
Case1, 2 の条件を満たすファン気流速度，および式(2-2-10)によるファン気流速度の部屋面積依存性を Fig. 22-17 に示す．Case1, Case2 のどちらの基準でも壁掛け式室内機と床置き式室内機の結果がほぼ同一となった．
床置き式のように低い位置からの吹き出しであっても，室内循環流が形成されるように上方に吹き出すこと
で，より低い風速で十分な撹拌ができ，壁掛け式室内機と同じように可燃域を速やかに消滅させることができていると考えられる．
一方，式(2-2-10)が与える風速は，吹出し口高さを変数としており，吹き出し高さが小さくなると，大きなファン風速を必要とする．床置き式の高さを想定した場合に最低風速はおおむね Case 2 に近い値となった．ただし，Case 2 を基準とした場合，床面積 20 m2 以上で必要風速が 3 m/s を超え，広い面積では大きなファン風
速を実現するのが難しくなると予想される．
2.2.7 まとめ
家庭用エアコンの次世代冷媒の候補とされている R 290 が室内に漏洩した際のリスクアセスメントをする
為に，数値流体解析手法の妥当性検証を行い，数値流体解析を用いて室内機ファンによる撹拌効果の評価を行った．本研究から以下の知見が得られた．
1） 本研究にて用いた数値流体解析手法は，R 744 及び R 32 を用いて行った冷媒漏洩実験の結果の比較から，計算手法の妥当性が検証された．
2） 可燃ガスを 50%LFL 以上の濃度を有する領域と定義すると，式(2-2-3)で示す R 290 充填量を壁掛け式室内機，床置き式室内機から漏洩させた場合に，どちらの場合も漏洩終了後も長く可燃ガスが残ることが分かった．
3） 壁掛け式室内機からの漏洩に関しては，水平吹き出しを避けて斜め下～下方に吹き出すことが有効である
ことが分かった．
20

18㎡

9㎡

27㎡

18 ㎡

27 ㎡

30

Flammable gas volume integration
per floor area (m‧s)

Flammable gas volume integration
per floor area (m‧s)

9㎡
30
25
20
15
10
5
0
0

1

2
3
Fan air speed (m/s)

4

25
20
15
10
5
0
0

1

2
3
Fan air speed (m/s)

4(a) wall-mounted unit(b) floor-standing unit
Fig. 2-2-16 Effect of fan air speed on flammable gas volume integration per floor area at different floor area

case 1 for wall-mounted unit
case 2 for wall-mounted unit
Eq. (2-2-10) for wall-mounted unit
case 1 for floor-standing unit
case 2 for floor-standing unit
Eq. (2-2-10) for floor-standing unit

Fan wind velocity (m/s)

5

4
3
2
1

0
0

10

20

30

Room area (m2)

Fig. 2-2-17 Relationship between fan air velocity and room area.

4） 床置き式室内機からの漏洩に関しては，上部から 45 度程度上方に吹き出すことが有効であることが分かった．
5） ファン風速に対する吹き出し口の広ささの影響については，式(2-2-10)のように，ファン風速を√𝐴0に反比
例させることが有効であることが分かった．
6） ファン風速に対する部屋面積の影響については，室内循環流を形成しやすい方向にファン気流を吹き出す
工夫をすれば，室内機の形式にかかわらず，同程度のファン風速で可燃域を消滅させることができることが分かった．また，式（2-2-10）によるファン風速は，漏洩終了直後に可燃域を消滅させるに必要な風速に近い値をとることが分かった．

21

2.3

業務用リーチインショーケースからの冷媒漏洩

2.3.1 はじめに本研究では，業務用内蔵型冷蔵冷凍機器用の次世代冷媒候補とされている強燃性冷媒 R290 が室内に漏洩したときの挙動を数値流体解析した．解析モデルおよび計算手法の妥当性の検証のために，ショーケースからの漏洩実験を行い，計算結果との比較を行った．実験では，R290 の物性値の近い R744 を使用した．
本研究では，強燃性冷媒である R 290 を小型業務用冷凍冷蔵機器であるリーチインショーケースに使用するときの安全性を評価することを目的とする．業務用冷凍冷蔵機器の国際規格は IEC 60335-2-89:2019 の Edition
3.02-12)である（以後，「IEC 規格」と呼ぶ．)．冷媒サイクルに充てんする可燃性冷媒の最大充塡量𝑀maxは，LFLの 13 倍あるいは 1.2 kg のうち小さい値とすることが定められている．
𝑀max = 13 × 𝐹𝐿𝐿(2 − 3 − 1)

R 290 の𝐹𝐿𝐿 は 0.038 kg/m3 であるので，最大冷媒充塡量は 0.494 kg となる．0.15 kg を超える可燃性冷媒を質
量𝑀充てんする機器の最小設置床面積は以下の式で与えられる．
𝐴lim = 𝑀⁄{2.2 × (0.25 × 𝐹𝐿𝐿 )}(2 − 3 − 2)

ただし，式中の 2.2 は最小天井高さ(m)，0.25 は LFL の 1/4 を意味する係数である．R 290 を 0.494 kg 充てんした機器を設置できる最小設置床面積は 23.7 m2 となる．これより狭い場所に機器を設置する場合には，冷媒充填量を減少させる必要がある．また，0.15 kg 以上の可燃性冷媒を充てんする機器では，冷媒漏えい試験を行わなければならない．リーチインショーケース等では全冷媒量が庫内に漏えいした後，扉や蓋を開ける．機器
周囲の冷媒濃度は，5 s 以下の間隔で測定し，測定開始から 5 min を超えた後は LFL の 1/2 を超えてはならな
いとしている．
本研究では，火災事故の発生を低減する手法を検討するため，IEC 規格を参考に，業務用冷蔵ショーケースの庫内に R290 が漏洩し，扉によって室内に流出する状況を想定した CFD シミュレーションを行った．凝縮器ファンの有無や位置，および吹き出し方向・風速が室内の冷媒濃度分布や可燃領域の規模および存在時間に与える影響について検討した．
2.3.2 数値流体解析の方法
業務用リーチインショーケースからの冷媒漏洩のシミュレーションに用いた数値流体解析手法は 2.2.2 節に記したルームエアコンからの冷媒漏洩シミュレーションに用いたものと同じである．
2.3.3 数値計算モデル
冷媒 R 290 を使用する内蔵ショーケースには，IEC 規格で定めている最大充填量 0.494 kg を充てんするとした．これを設置する部屋の最小床面積は式(2-3-2)で与えられるが，この式は，冷媒が部屋に漏洩したときの平均濃度が 1/4 LFL になる部屋体積を計算し，天井高さ 2.2 m で除して求められている．R 290 の LFL は 0.038
kg/m3 であるから，最小部屋体積は 52 m3 である．しかしながら，天井高さ 2.2 m は極めて小さい値であり，計算モデルで，この天井高さを使うことは現実的ではない．そこで，コンビニエンスストアの出店ガイドライン
において推奨されている天井高さ 2.7 m との間をとり，リスクの高い狭小店舗を想定して，天井高さを 2.5 mとした．仮に，最小設置床面積 23.7 m2，天井高さ 2.5 m（部屋体積 59.25m3）の部屋に R 290 を最大充填量を充填した機器を設置すると，漏洩時の平均濃度が 1/4 LFL 未満になり，安全側評価になる．そこで，本研究では最小部屋体積 52 m3 と天井高さ 2.5 m から，床面積は 20.8 m2 と設定した．IEC 規格における最小設置床面積
より狭くなるので，厳しめの評価になる．
実験室モデルの概要を Fig. 2-3-1 に示す．大きさは 5.2 m×4.0 m×2.5 m である．メッシュは境界近傍が細かくなるようにした．室内の初期条件は，ゲージ圧力を 0 Pa，温度は 300 K とし，ショーケース庫内には充填量と庫内体積から計算された冷媒濃度を設定した．
業務用ショーケースには 2 枚の扉が設けられており，スウィング扉（観音開き）方式とスライド扉方式について計算を行った．スウィング扉では IEC 規格に従って，2 枚の扉が同時に 3 秒で 60°回転する．スライド
扉の場合は 1 枚の扉が横に開く．計算上は瞬間的に右側の扉 1 枚を消滅させ，冷媒が流れ出る．本研究では冷凍機はショーケースの下部に設置されている場合のみ検討した．凝縮器ファンが動作する条件においては，ファンの領域に均一な速度を設定し，定常速度分布状態からドアを開く．Fig. 2-3-2 は冷凍機が下部に設置され22

ていて，ファン気流が下部前面から背面を通って天井方向に流れる場合の詳細図である．ショーケースの筐体
は，中心線が実験室モデルと一致するように設置し，壁面からは 0.1 m 離している．ショーケースが複数並んだ状態を想定し，壁面との隙間の両端に塞ぎ板を設けた．そのため，前面から下部ファンに吸い込まれた気体
は，後方の隙間を通過して筐体天面の高さから室内空間に戻る．本研究では基本的に，気流が前面下部から背面上部へ流れる機器を対象とした．
参考のため，冷凍機が下部に設置されていて，ファン気流が下部前面から下部前面に流れる場合の計算も行った．Fig. 2-3-3 は詳細図である．室内空気は左側の吸入口から吸い込み，右側から放出する．凝縮器ファンの位置，吹き出し方向，および風速をパラメータとした．

Unit: mmFig.2-3-1 Room model.

Unit: mm

Unit: mmFig. 2-3-3 Reach-in display cabinet; thecondenser is installed at the bottom, and the
air flows from the bottom to the bottom.

Fig. 2-3-2 Reach-in display cabinet; thecondenser is installed at the bottom, andthe air flows from the bottom to the top.

2.3.4 数値計算の妥当性検証(1) 数値計算のメッシュ妥当性
本研究では 2.2 節で検討した数値計算のメッシュ妥当性を踏襲した．メッシュの数を増加させてゆく従って，
可燃ガス体積が収束していく過程が分かった．これらの検討結果から，計算時間等を考慮し床面積 20.8 m2 の室内のメッシュ数を 4.0×106 とした．
(2) 数値計算のモデル妥当性検証手法
本研究では冷媒漏洩試験によって濃度分布測定を行い，数値計算結果と実験結果とを比較することによりモデルの妥当性の検証を行った．実験室は，Fig. 2-3-1 の計算モデルとほぼ同じ形状であるが，詳細寸法は 5.6 m
×3.8 m×2.55 m である．試験室の壁のうち，外壁に接している側には断熱材を追設し，外部温度の影響を抑制している．また，試験室外に設置されている照明を天窓から取り込むことで，室内の熱源を排除している．
実験用のガスとしては 実験上の危険を回避するために R 744 を用いた．Fig. 2-3-4(a)に IEC 60335-2-89 で指定
23

されている濃度測定点，Fig. 2-3-4(b)に室内の濃度測定点を示す．
Fig. 2-3-5 に示すようなショーケース模型を作製した．ショーケースの内部は空洞である．Fig. 2-3-6 に示す
ように２つの扉には，それぞれリニアアクチュエータを取り付け，扉の開閉を行った．アクチュエータはスト
ローク 300 mm，最高速度 100 mm/s で，PWM 制御により 3 秒で 60°の開扉となるよう調整した．本体の開口部の外周にクッションを貼り付け，開扉前のガス封入中に生じる漏洩が少なくなるように工夫している．
冷媒は後方下部に設置したホースから庫内へ流入する．流入時に，庫内から空気を抜く必要がある．冷媒に使用する R744 は空気より密度が大きいため，庫内下部に留まることから，上部から空気を排出する．排出したガスは，実験室内に流出しないよう，ホースで試験室外に導き放出する．庫内には，攪拌用のファンを取り付けており，封入後電磁弁によって排出口を閉じたうえで庫内を攪拌し，ガス組成が均一になるようにした．

Unit: mm(a) Concentration measurement points(b) Concentration measurement points inspecified by IEC 60335-2-89.
the laboratory.
Fig. 2-3-4 Concentration measurement points.

Actuator

Unit: mmFig. 2-3-5 Details of the display cabinet.

Fig. 2-3-6 Handmade display cabinet.

(3) 数値計算のモデル妥当性検証結果
実験結果と計算結果の比較例として，凝縮器ファンが動作していない場合を Fig. 2-3-7, 下部から前方に1.3m/s で吹き出した場合を Fig. 2-3-8 に示す．双方の左側のグラフが IEC 規格に規定されている測定箇所の結果で，右側が室内の各点での値である．ファンが動作しない場合では，開扉開始直後の 10 秒程度の間に前面付近の P1, L2, R2 が最大値をとり，120～180 秒程度まで波打ちながら少しずつ減少する挙動が実験，計算双方でみられる．ファンを動作させた場合では，攪拌により濃度差の縮小が速く進むことから，増減の波は 60
秒過ぎにはみられなくなり均一な濃度に近づいていく．この条件における P1,B1 に大きな差異があるのは，実験は実機を想定して Fig. 2-3-2 の通りファンを左側に寄せている一方，計算においては対称条件とするため中央に配置しているために，ファンの風がセンサーに直接当たっていることによる．また，開扉直後に濃度が急上昇する部分の時間幅が実験の方が長いのは，センサーの応答時間が主な理由であると推測される．

24

P1 (sim.)
P3 (sim.)
P1 (exp.)
R2 (exp.)
L4 (exp.)

P2 (sim.)
P4 (sim.)
L2 (exp.)
R3 (exp.)
R4 (exp.)

8%
7%
6%

5%
4%
3%
2%
1%
0%
0

120

240 360
Time [s]
(a)

480

600

Volume concentration of refrigerant [%]Volume concentration of refrigerant [%]以上のように，計算結果が挙動，値ともに実験値に概ね合致していると判断されるので，このモデルを用いて R290 の数値計算を行うこととした．
B1 (sim.)
B10 (sim.)
A4 (sim.)
B1 (exp.)
B10 (exp.)
A4 (exp.)

B4 (sim.)
A1 (sim.)
A10 (sim.)
B4 (exp.)
A1 (exp.)
A10 (exp.)

8%
7%

6%
5%
4%
3%

2%
1%
0%
0

120

240 360
Time [s]
(b)

480

600

Fig. 2-3-7 Comparison of simulation (sim) and experiment (exp) without fan when 494 g of R744 is released.

B1 (sim.)

B4 (sim.)

P3 (sim.)

P4 (sim.)

B10 (sim.)

A1 (sim.)

P1 (exp.)

L2 (exp.)

A4 (sim.)

A10 (sim.)

R2 (exp.)

R3 (exp.)

B1 (exp.)

B4 (exp.)

L4 (exp.)

R4 (exp.)

B10 (exp.)

A1 (exp.)

A4 (exp.)

A10 (exp.)

Volume concentration of refrigerant [%]

8%
7%

6%
5%
4%
3%
2%
1%
0%

0

60

120 180
Time [s]240300Volume concentration of refrigerant [%]P2 (sim.)

P1 (sim.)

(a)

8%
7%
6%
5%
4%
3%
2%
1%
0%
0

60

120

180

240

300

Time [s](b)Fig. 2-3-8 Comparison of simulation (sim) and experiment (exp) with a fan with a airflow speed of 1.3 m/s
at the bottom when 494 g of R744 is released.
2.3.5 冷媒漏洩シミュレーション結果(1) ファンが可燃領域の生成に及ぼす影響
IEC 規格の Annex CC において，筐体周囲の 8 測定点すべてで実測を行い，5 分以内に濃度が LFL の 50%を25

下回ることが要件とされている．そこで，ファンによる攪拌の効果について検討した．凝縮器はショーケース
下部に設置され，測定点以外も含めた室内の全域について，濃度が 50% LFL 以上になる領域と LFL～UFL になる領域の大きさについて評価した．
Figs. 2-3-9, 2-3-10 に 0.494 kg の R 290 を 20.8 m2 の部屋に放出する場合に凝縮器ファンの風速を変化させた時の可燃ガス領域の時間推移を示す．どちらも凝縮器ファンはショーケース下部から吸い込み背面上部に排気する．Fig. 2-3-9 はスウィング扉型，Fig. 2-3-10 はスライド扉型の結果である．濃度が 50% LFL 以上になる領域の体積の変化を破線で，LFL～UFL になる領域の体積の変化を実線で示している．庫内には長時間冷媒ガスが残っている可能性があるが，庫内には着火源がないはずなので，庫内の可燃ガス体積はカウントしない．
スウィング扉の場合には，2 つの扉が開くため，多くの冷媒ガスが一挙に庫外に出るので，ファンが無い条
件では, 50%LFL 以上の領域が長時間残るが. スライド扉の場合には半分の扉しか開かないので，冷媒が放出する速度は遅くなり，可燃ガスの生成は少ない．

Fig. 2-3-9 Effect of condenser fan on
flammable gas volume when 494 g of R290 isreleased through hinged doors.

Fig. 2-3-10 Effect of condenser fan on
flammable gas volume when 494 g of R290
is released through sliding doors.

(2) ファンにより可燃ガス域が消滅する時間
Figs. 2-3-11, 2-3-12 に凝縮器ファンの風速を変化させた時の可燃ガス領域が消滅する時間を示す．0.494 kg のR290 が 20.8 m2 の部屋に流出する条件である．対象空間を庫内を除く部屋空間全域を対象とする場合と，IEC
規格における 8 測定点の場合の両方を示す．Fig. 2-3-11 はスウィング扉，Fig. 2-3-12 はスライド扉の結果である．扉を開放して長時間たった後も庫内に残った冷媒ガスが少しずつ庫外に流出して，開放した扉付近に可燃ガス領域が少量出現する現象が見られた．これはリスクにほとんど関係ないので，可燃ガス領域が 0.01m3 未満になったところで，可燃ガス領域が消滅したと判断した．
Fig. 2-3-11 を見ると，スウィング扉の場合は 2 m/s 以上のファン風速があれば，可燃ガス領域は 60 秒程度で消滅する．IEC 規格の測定点については，開放扉側の前方下部で最も長期に可燃ガス領域は存続するが，空間全体の可燃ガス消滅時間より短い．
Fig. 2-3-12 を見ると，スライド扉の場合は 1 m/s 程度のファン風速があれば，早期に可燃体積は消滅することが分かる．Fig. 2-3-11 と 2-3-12 を比較すると，スウィング扉のほうが可燃ガス領域が消滅するには時間がかかり，凝縮器ファンを連続して運転し続けることが安全を担保する上で重要であることが分かる．

26

Fig. 2-3-11 Effect of condenser fan on extinction
time of flammable gas through hinged doors.

Fig. 2-3-12 Effect of condenser fan on extinction
time of flammable gas through sliding doors.

(3) 凝縮器ファンの風路の影響
本研究では凝縮器ファンで形成された空気流は下方前面から吸い込み，後方上部へ流れることを基本としたが，下方前面から吸い込み下方前面へ流出する場合も計算した．そこで，凝縮器ファンの風路によって可燃ガス領域の生成，消滅にどのような影響があるか，検討した．
Fig. 2-3-13 に凝縮器ファン流路が下方前面から吸い込み下方前面へ流出する場合の可燃ガス領域の消滅時間を示す．R290 の充填量や部屋面積はこれまでと同じであり，スライド扉型の場合について計算した．Fig. 23-13 を Fig. 2-3-12 と比較すると，可燃ガス領域が消滅するに必要な時間は，下方前面に吹き出すほうが短いことが分かる．
Fig. 2-3-14 に，スウィング扉型で下部にファンを配置した条件における可燃ガス体積の時間積分値を示す．
風速の値は正が後方吹き出し，負が前方吹き出しを示す．それぞれの 1m/s の場合を比較すると，時間積分値の大きさは同程度であった．
以上ことから，下部に凝縮器を設置した装置では，気流の方向は可燃ガス生成に大きな影響を及ぼさないことが分かった．なお，凝縮器を上部設置した場合には，可燃ガス生成を抑制する能力はほとんどないことは留意すべきである．

Fig. 2-3-13 Effects of condenser fan flow
path on extinction time of flammable gas.

Fig. 2-3-14 Difference in time integration of
flammable gas volume due to fan wind direction.

(4) 設置する床面積の影響
27

IEC 規格では可燃性冷媒の最大充填量を式(2-3-1)のように冷媒の LFL によって規定し，充填量に応じた最小床面積を式(2-3-2)で規定している．このことから，充填量を最大充填量に保って床面積を広くしても，リスクはそれほど低下しないのではないかと推測される．このことを確認するために，床面積を 40 m2 に倍増して可燃ガスの消滅時間を計算した（Fig. 2-3-14 参照）．床面積以外の条件はこれまでと同じで，スライド扉の結果である．
Fig. 2-3-15 を見ると，可燃ガス領域の消滅時間は床面積が 20.8 m2 の時より短くなっているが，風速が 1 m/s
ではほとんど差がないことが分かる．

Fig. 2-3-15 Effect of condenser fan on extinction
time of flammable gas for 40 m2 of floor area.

2.3.6 まとめR290 が業務用ショーケースから室内に漏洩した際のリスクアセスメントの目的で，数値流体解析によりファンの稼働による可燃領域の生成規模への効果の評価をおこなった．本研究から以下のような知見が得られた．
1） 本研究にて用いた数値流体解析手法の妥当性の検証のために，R744 を用いて冷媒漏洩実験を行った．ショーケースの扉を開放した際の室内の濃度分布の推移を計測し，測定された濃度変化と計算結果は一致
し，計算の精度の妥当性が示された．
2） スウィング扉を用いた庫内から 494g の漏洩では，凝縮器ファンが動作していない条件で放出する場合
は可燃ガスが 30 分以上残ることが分かった．凝縮器ファンを使用して 2m/s の風速で撹拌させると，1分程度で可燃ガス領域は消滅することが分かった．
3） スライド扉を用いた庫内からの漏洩を解析したところ，扉の開口面積が小さいことから，冷媒ガスの漏洩速度が遅く，スウィング扉より可燃ガス領域の形成は小さいことが分かった．
4） 下方に凝縮器ファンを設置するとき，後部上方に空気を放出する場合と下方前報に放出する場合について比較すると，可燃ガスを消滅させる効果に大きな違いがないことが分かった．

28

2.4

ルームエアコンのポンプダウン時のディーゼル爆発の抑制

2.4.1 はじめに本研究では，POE を冷凍機油の基油として使用し，タイプの異なる酸化防止剤 2 種類，安定化剤 2 種類の添加によるディーゼル燃焼の抑制効果を実験的に調査した．使用した冷媒は，燃焼性の異なる R 22，R 32，R
1234yf，R 290 である．R 290 は引火性が高く(A3)，R 32 と R 1234yf は微燃性(A2L)で，R 22 は不燃性(A1)である．また作用機構解明のため実験回収油の分析を行った．本研究の目的は，冷凍機油の耐燃焼性と耐酸化特性を向上させることにより，ディーゼル燃焼による圧縮機爆発事故（以後，「ディーゼル爆発」と呼ぶ．）を抑制することである．
2.4.2 実験装置と実験方法(1) 実験装置
実験装置および実験手法は既報 2-13～2-15)と同じであるため，ここでは概略を記す．Fig. 2-4-1 はエアコンのディーゼル爆発を模擬した実験装置の概略図である．圧縮機を駆動する系，冷媒を供給する系，空気を供給する
系，潤滑油を供給する系と計測・制御系から構成されている．圧縮機は模型４ストロークエンジンで模擬した．
電気モータの回転軸とエンジンクランクシャフトを接続してエンジンを駆動した．冷媒は冷媒ボンベから，空気は空気圧縮機から除湿器を介し，いずれも流量制御し，管路途中で合流させ，ヒータにより所定の温度まで上昇した上で圧縮機へ供給した．冷凍機油は油圧ポンプで昇圧し，オイル噴射システムのインジェクタによりエンジンの吸気管内へ噴射した．冷凍機油はピストンの位相角が 90°（ピストンの位相はエンコーダとストロークセンサで読み取り，吸気過程の上死点位置を 0°とした）の時に噴射し，ピストンの行程容積の空気と完全燃焼になるよう噴射時間を調節した．なお，噴射時間と冷凍機油質量の関係は校正し，理論空燃比は空気と冷凍機油の CHO 質量分率から求めた．計測は，エンジン内の圧力を圧電式圧力センサで，混合ガス温度はエン
ジンの吸・排気管内に設置した K 型シース熱電対でそれぞれ電気信号に変換し，オイル噴射装置の電気信号と共にデータロガーを介してパソコンに記録した．
Table 2-4-1 Experimental conditions
Compressor model engine
Compression ratio [-]Stroke volume [cc]Engine revolution speed [rpm]Mixture gas flow rate [L min-1]
Oil injection timing [°]Inlet gas temperature [°C]
Oil equivalent ratio [-]Refrigerant concentration [vol%]Table 2-4-2 Properties of base oil and additives
Refrigeration base oil
ISO viscosity grade
Ignition point [°C]
CHO ratio [wt%]Theoretical air-fuel ratio [-]ENYA R155-4C(modified)
16
25.42
1500
18.8
90 (at crank angle)
260±5, 270±510-64.9

A1

POE
68
408
C:H:O=70.1:10.8:19.1
10.91
dibutylhydoxytoluene

A2

glycidyl ester

A4
A6

aromatic amine
alicyclic epoxy

Additive concentration [wt%]0, 1, 5Additive

Table 2-4-1 に実験条件を示す．Table 2-4-2 に冷凍機油と添加剤の詳細を示す．本研究で用いた冷凍機油は
Refrigerant
cylinderMass flow
controller

Refrigerantline

ScrubberT

DehumidifierAir
compressor

Air
line

Mass flow
controller
Oil injection system

Oil tank

P StrokesensorHeaterT
AC servo
motor

Oil injector

Engine(compressor)
Encoder

Oil line

Oil flowmeter

Data logger
Fig. 2-4-1 Experimental apparatus

29

Servo
amplifierComputerISO 粘度グレードが 68 の POE 基油である．ディーゼル燃焼の抑制が期待される添加剤として，フェノール系
酸化防止剤（A1），エポキシ系安定化剤（A2，A6）とアミン系酸化防止剤（A4）を選択して用いた．添加剤濃度を上げると冷媒適合性に影響するため，添加剤の濃度は 1wt%とし，参考のため 5wt%の実験も行った．
(2) 実験方法
実験は次の順序で行った．回転数 50rpm でエンジンを運転しながら，設定した空気量を供給し，電気ヒータの温度調節器で空気温度を調整し，温度が安定した後に設定した冷媒を流し，回転数を 1500rpm にした後，オ
イル噴霧システムにより冷凍機油を噴射し実験を行った．冷凍機油と空気との当量比は１とした．一連の実験において，装置エンジン故障にともなうエンジンの交換を実施した．交換前後でエンジン個体差の影響を詳細に確認し，エンジン入口の混合ガス温度を 260±5℃から 270±5℃に変更して燃焼を起こしやすい条件で実験を再開した．交換前後の結果と整合性を持たせるために，基準添加剤を設定して比較を行った．
2.4.3 添加剤効果に関する実験結果(1) フェノール系酸化防止剤（A1）の効果
Fig. 2-4-2(a)～(d)に添加剤濃度をパラメータにして，それぞれ R 22, R 32, R 1234yf, R 290 の冷媒濃度に対す
る無次元最高圧力を示した．圧力の無次元化に使った P0 は，入口ガス温度を 260℃に設定し，シリンダ内の空気のみの圧縮による圧力上昇の最高値の測定結果である．P0 は実験ごとに異なるが，おおむね 2～2.3MPa である．Fig. 2-4-2 (a)において，R 22 の燃焼範囲の上限の冷媒濃度を比較すると，添加剤無し（0wt%は base oil）
は 32vol%，そして添加剤 A1 の 1wt%と 5wt%はそれぞれ 22vol%と 5vol%であり，添加剤濃度の増加と共に燃焼の上限値は低下する．添加剤濃度が増加すると燃焼範囲は顕著に小さくなるのが分かる．また，0wt%の添
加剤 A1 のときの無次元最高圧力は 3.4，1wt%のときは 3.2，5wt%のときは 2.3 であり，最高圧力は添加剤濃(a)(b) R32

R22(c)
R1234yf
Fig. 2-4-2 Relationshipbetween the maximum pressure of mixed gas and therefrigerant
concentration for (d)additive
A1.
R290
度の増加と共に低下している．R 32 の燃焼範囲の冷媒濃度は 0-20vol%であり，R 22 の 0-32vol%より狭く，R
1234yf の 0-6vol%より広い，つまり燃焼範囲は冷媒により異なる．R 32 と R 1234yf において，添加剤濃度の影響ははっきりしないが燃焼範囲のわずかな縮小が見られる．R 290 においては，燃焼範囲は 0-2.5vol%で小30

さく，無次元最高圧力は 0wt%の添加剤で 3.3，1wt%で 2.7，5wt%で 2.4 より，最高圧力は添加剤濃度の増加と共に低下している．
(2) エポキシ系安定化剤（A2）の効果
Fig. 2-4-3(a)～(d)に添加剤濃度をパラメータにして，各冷媒濃度に対する無次元最高圧力を示した．Fig. 3(a)において，R 22 の燃焼範囲の上限の冷媒濃度を比較すると，添加剤無しは 32vol%，そして添加剤 A2 の 1wt%と 5wt%はそれぞれ 22vol%と 18vol%であり，添加剤濃度の増加と共に上限値は低下する．R 32 の燃焼範囲の上限の冷媒濃度を比較すると，添加剤無しは 20vol%，そして添加剤 A2 の 1wt%では 10vol%であり，5wt%になると高圧力上昇を伴う燃焼範囲は消えている．R 1234yf の燃焼範囲の上限の冷媒濃度はあまり系統的な傾向が見られない．R 290 については，燃焼範囲は消滅している．

(a)(b) R32

R22(c)
R1234yf
Fig. 2-4-3 Relationship between the maximum pressure of mixed gas and the refrigerant(d) R290
concentration for additive
A2.
(3) 添加剤 A4 と A6 の効果
エンジン交換後の添加剤 A4, A6 の実験では，基準添加剤として燃焼抑制効果の最も大きかった添加剤 A2を設定し，先の結果との整合を図った．Fig. 2-4-4 に添加剤 A4，A6 と A2 の燃焼領域を示した．Fig. 2-4-4 (a)の冷媒 R 22 のとき，A2 の燃焼範囲は 0～30vol%に対して，A4 は 0～21vol%，A6 は 0～30vol%である．(b)のR 32 のとき A2 の燃焼範囲は 0～19vol%に対して，A4 は 0～11vol%，A6 は 0～19vol%である．(c)の R 1234yfのとき A2 の燃焼範囲は 0～7.5vol%に対して，A4 は 0～3vol%，A6 は 0～8vol%である．冷媒 R 22，R 32，R
1234yf では添加剤 A4 の燃焼範囲は A2 に比較して大幅に狭くなっている．A6 の燃焼範囲は A2 とほぼ同じである．A2，A4，A6 の燃焼域の最高圧力は同程度であった．R 290 では A2, A4，A6 のいずれの場合も燃焼は起こらなかった．

31

3.5

3

3

2.5

2.5

Pmax/P0 [-]Pmax/P0 [-]

3.5

2
1.5
1

A2(1wt%)A4(1wt%)A6(1wt%)0.5

A2(1wt%)A4(1wt%)A6(1wt%)

2
1.5
1
0.5

0

0
0

5 10 15 20 25 30 35 40
Refrigerant concentration [vol %]0

5 10 15 20 25 30 35 40
Refrigerant concentration [vol %](a)R22(b)R32
3.5

3.5

3
2.5

Pmax/P0 [-]

2

1.5
1

A2(1wt%)A4(1wt%)A6(1wt%)3

Pmax/P0 [-]A2(1wt%)A4(1wt%)A6(1wt%)

2.5
2
1.5

1
0.5

0.5

0

0
0

0

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20
Refrigerant concentration [vol %]2 4 6 8 10 12 14 16 18 20
Refrigerant concentration [vol%](c)R1234yf(d)R290

Fig. 2-4-4 Relationship between the maximum pressure and the refrigerant concentration for
additives A4 and A6

Upper flammability limit (vol%)35

No-additive
A1
A2

30
25
20
15
10

5

Upper flammability limit [vol%](4) 添加剤効果のまとめ
添加剤の濃度が高いほど，燃焼冷媒の濃度範囲は狭くなる．しかし，添加剤濃度は冷媒適合性に影響する．
したがって，添加剤濃度は低い方が好ましい．Fig. 2-4-5 は，各冷媒の燃焼範囲の上限に対する 1 wt% の添加
剤 A1 と A2 の効果をまとめたものである． 結果的に A2 が優れた性能を示した．A2 の添加により，R 1234yfと R 290 のディーゼル燃焼がほぼ防止され，R 32 の燃焼範囲が大幅に減少した．しかし，R 22 の爆発を抑える効果は大きくなかった．
Fig. 2-4-6 は添加剤 A2，A4，A6 の冷媒ごとに燃焼の上限を示した．燃焼範囲は，不燃性冷媒 R 22 が広く，
次に微燃性冷媒 R 32，そして R1234yf の順に狭くなり，強燃性の R 290 では燃焼は発生しない．添加剤ごとの燃焼上限に注目すると，添加剤 A4 は A2，A6 に比較し，R 22 では 30%減，R 32 では 40%減，R 1234yf では
50%以下で A4 の燃焼抑制効果の大きいことが分かる．酸化防止剤 A4 は，R 1234yf，R 290 に対しほぼ燃焼を抑制することが可能であり，R 22，R 32 も燃焼範囲をかなり制限することができる．

0
R22

R32

R1234yf

R290

35
A2

30

A4

25

A6

20
15
10
5

No combustion

0
R22

Fig. 2-4-5 Effect of 1 wt% additives on theupper flammable limit of each refrigerant.

R32
R1234yf
Refrigerant

R290

Fig. 2-4-6 Effect of additives on the upper
flammable limit of each refrigerant.

32

2.4.4 考察
ディーゼル機関の自己着火現象 2-167)を参考とすると，ディーゼル燃焼の初期過程は高温高圧場における冷凍機油の自己着火であり，冷凍機油に由来するアルキルラジカルや過酸化物が生成するものと考えられる．A1と A 4 はラジカル捕捉型酸化防止剤であり，ラジカル捕捉速度は A1 に比べ A4 が 2 倍速いことが知られている 2-17)．本研究の燃焼抑制効果も A1 に比べ A4 が極めて高く，ラジカル捕捉速度を反映した結果と言える．
エポキシ系安定化剤の作用機構解明を目的に燃焼実験後（R22/A2 配合油/空気）の油を回収し，添加剤 A2 を
液体クロマトグラフィー，13C-NMR，19F-NMR で構造分析した．A2 添加量 5wt%に対し，回収油の A2 そのものは完全に消失，変質していた．変質物はエポキシ基が開環し，A2 水和物が 1.7wt%，過酸化物や冷媒由来のフッ素などの反応物が 3.3wt%であることを確認した．以上より，POE 油に添加したラジカル捕捉型酸化防止剤，エポキシ系安定化剤が燃焼初期に発生する反応活性種を捕捉し，ディーゼル燃焼を抑制しているものと推察された．
2.4.5 まとめエアコンポンプダウン時の誤操作によるディーゼル爆発を抑制するために，添加剤 4 種類の効果を実験により求め，以下の知見を得た．
1) 添加剤 A4 の燃焼範囲は A2，A6 と比較し，冷媒 R 22，R 32，R 1234yf において 30～50%狭く，A4 は最も燃焼抑制効果が大きい．
2) 同種エポキシ系安定化剤の A2 と A6 の燃焼範囲はほぼ同じであった．いずれの添加剤でも冷媒 R 290 で燃焼が発生しなかった．
3) 添加剤 A1 の燃焼抑制効果は大きくない．
4) R 22 については，少量の添加剤では爆発の抑制をすることは困難であり，原因の探求，抑制技術は今後の課題である．

33

2.5 可燃性冷媒が室内で着火したときの危害度の研究（福井大学に再委託）
2.5.1 概要
可燃性冷媒が室内で着火したときの危害度を評価するために，冷媒が漏えい時に部屋内形成する冷媒可燃範
囲の把握とその漏えいした冷媒が燃焼するときの室内の温度，圧力上昇速度の評価が必要である．そのため，
エアコンの実際使用条件を考慮した冷媒漏えい時の可燃濃度領域の形成過程の実験計測と数値シミュレーシ
ョンを行われている．同時に，実験容器および実部屋を用いて冷媒着火後の圧力変化の実験計測も行われている．但し，冷媒が着火時の燃焼・爆発反応メカニズムに関する研究がまだ少ない，漏えい空間の形状，位置や漏えい規模，また着火源の位置などを想定した評価が実験で行うことは困難である．本研究は，可燃性冷媒が燃焼するときの危害度評価を行うために，冷媒の燃焼シミュレーションを行い，燃焼性の影響，スケール則を明らかにすることを目的とする．
2.5.2 燃焼シミュレーションモデル
燃焼シミュレーションを行うにあたっては，基本的に流れと伝熱を記述する質量，運動量とエネルギー保存
式に化学反応を記述する化学種輸送式を付け加えて同時に解くことで，冷媒が着火後の反応物濃度と生成物
濃度の時間，空間変化および計算領域の温度，圧力変化をとられることが可能になる．その温度，圧力変化を用いて冷媒が着火時の危害度の評価を行うことになる．
微燃性冷媒の燃焼反応の一例として，R32(CH2F2)の酸化反応は下記の総括反応式で記述される．
CH2F2+O2 <-> CO2+2HF(2-5-1)

総括反応は化学反応の詳細な過程を省略して，反応物の化学種と最終生成物の化学種のみ記述する．計算する化学反応は，水素の酸化反応のように非常に速い場合，反応に関わる反応物と生成物を下記の化学種輸送
式を用いて解析することが可能である．
𝜕𝜕𝑡(𝜌𝑌𝑖 ) + ∇ ∙ (𝜌𝒗𝑌𝑖 ) = 𝑤𝑖 − ∇ ∙ (𝜌𝑌𝑖 𝑽𝑖 )(2-5-2)

但し，ρ は混合気の密度；Y は質量分率；v は速度；w は質量生成速度；V は拡散速度ベクトル
また，予混合燃焼として，下記の反応進行度(Progress variable)の輸送式を計算すれば，各化学種の濃度変化を解析することが可能になる．
𝜕𝜕𝑡𝜇(𝜌𝑐) + ∇ ∙ (𝜌𝒗𝑐) = ∇ ∙ ( ∇𝑐) + 𝜌𝑆𝑐𝑆𝑐(2-5-3)

但し，c は反応進行度である. c = 0 を未燃ガス，c = 1を既燃ガスとして，c = 0.5 の等値面を燃焼面として捉える．
実際の化学反応は，直接総括反応の形で反応を起こすことはまれで，多くのステップを経て反応を進行す
る．その個々の反応を素反応という．R32などの微燃性冷媒の燃焼反応は，一般的に燃焼速度が遅く，総括反応を元にした燃焼モデルは実現現象の再現が困難と思われる．微燃性冷媒の燃焼に寄与する素反応を記述す
る詳細反応モデルを構築し，各素反応に関わる化学種の輸送方程式を解くことが必要になる．ただし，微燃性
冷媒の詳細な化学反応モデルはまだ十分研究されていない．また，下記に示すように，R32の酸化反応に関わる化学種の数モデルによって数十から数百程度，素反応の数は数百から千個レベルと膨大なものとなり，実部
屋内の冷媒が燃焼時の危害度の評価に必要な３次元，動的なシミュレーションを行うには計算負荷が非常に大きくなる．
R32の酸化反応の素反応モデルの一部：
CH2F2+OH <-> CHF2+H2O(2-5-4)
CH2F2+O <-> CHF2+OH
CH2F2+H <-> CHF2+H2
CH2F2+HO2 <-> CH2F2+O2
CH2F2+HO2 <-> CH2F2+O2
CH2F2+F <-> CHF2+HF
CH2F2(+M) <-> CHF+HF(+M)
CH2F2+CHF <-> CHFCHF(Z)+HF…
34

本研究は，まず文献調査を行い，微燃性冷媒であるR32の素反応モデルを整理する．その素反応モデルを用
いて，R32冷媒の燃焼反応の基本特性を解析する．またAnsys Fluentを用いて，大きさの異なる容器(直径0.3ｍ，1ｍ，3ｍ)内冷媒が着火後の最大圧力や圧力上昇速度の解析を行う．来年度は，燃焼空間のスケールを居室規模にまで広めたシミュレーションを行うため，簡略化した素反応モデルの構築と冷媒の漏えいから着火までのシミュレーションを行う予定である．
2.5.3 素反応モデル
R32の燃焼反応モデルについて，まずBabushokらのまとめたデータ2-18)から，C原子を3つ以上含む分子などの不要な部分を除いて詳細反応モデルを作成した．得られた化学種は99種，反応式は927本である．そのモデルを用いて，反応進行度ｃをパラメータとするR32の総括燃焼反応の計算が可能であることを確認した．また，99種の化学種を同時に考慮した化学種輸送モデルも構築し，R32が着火時の火炎伝播のシミュレーションが可能であることを確認した．ただし，計算負荷が大きいため，更なる素反応モデルの簡略化が必要である．
最近，NISTからC1-C3を含むフルオロカーボン(R-32, R-125, R-134a, R-152a, R-143, R-143a, R-1234yf, R1234ze(E), R-1243zf)とその混合物の燃焼反応の詳細化学反応モデルが公表されている2-19)．その中，R32のより簡略化された燃焼反応モデル(化学種30，素反応式111本)が提案されている 2-20),2-21)．そのモデルを用いて，Chemkin ProでR32の層流燃焼速度の特性を調べた上で，R32の容器内点火した後の圧力上昇特性に関する容器の大きさの影響を評価した．
2.5.4 R32 の燃焼反応特性(a)層流燃焼速度と火炎速度
可燃濃度範囲の冷媒が着火されると火炎が生じる．火炎から前方の未燃混合気に向かってO，H，OHなどの活性化学種(ラジカル) が分子拡散で輸送され，火炎が未燃混合気の中へ喰い込んで行くことになる．火炎面の移動速度は燃焼速度という．混合気が静止もしくは層流で流れる場合は層流燃焼速
Fig. 2-5-1 Laminar and turbulent burning
度(SL)，流れが乱流の場合は乱流燃焼速度と呼ばれる(ST)．層流
velocities
燃焼速度は燃焼反応速度を代表する指標である．また，圧力，
未燃ガス温度および等量比によって変化する．
乱流燃焼速度は層流燃焼速度と流れの乱れ速度u’の関数になる．大まかに下記の式で表現することが可能である．
𝑆𝑇 ≅ 𝑆𝐿 + 𝑢′

(2-5-5)

一方，火炎領域では燃焼熱の放出により既燃ガスが膨張し，実際の見かける火炎速度(𝑤𝑏 )は層流(あるいは乱流)燃焼速度により遥かに大きくなる．火炎帯の前後での圧力差が無視できるとして，火炎面における質量保存から，火炎速度と燃焼速度は下記の関係式が成り立つ．
𝜌𝑤𝑏 = (𝜌𝑢 ) 𝑆𝐿

(2-5-6)𝑏

但し，𝑤𝑏 は火炎速度，𝜌𝑢 ，𝜌𝑏 はそれぞれ未燃ガス密度と既燃ガス密度である．
例えば，温度300 K，圧力1 atm条件でのR32の層流燃焼速度は7.2 cm/sであるが，断熱火炎温度を2200 Kとすると，火炎温度は53 cm/s程度になる．半径0.5ｍの容器内Ｒ32が点火した場
合，火炎が壁に伝播するにはおおよそ1ｓ程度かかる．

wb

wu=SL

wu

SL Unburnt

Burnt
Stationary
Flame

Fig. 2-5-2 Calculation model for laminar(b)層流燃焼速度の温度，圧力依存性
burning velocity
層流燃焼速度を計算する時，Fig. 2-5-2 に示すような一次元モデルを用いている．流路の右側から一定速度の未燃ガスを供給する，流路の中央位置で燃焼させるとき，火炎が中央位置で固定する時のガス供給速度 wu は層流燃焼速度 SL と等しくなる．
Chemkin Proを用いて，未燃ガスの温度を300～900 K，圧力を1～10 atm, 等量比を0.5～1.5範囲での層流燃焼速度を計算し，その結果をFig. 2-5-3に示す．

35

Flame_speed (cm/sec)

60
40

20
0
400
600
800
Unburnt gas temperature (K)

1000

8
7
6
5
4
3
2
1
0

Flame speed (cm/s)

Flame speed (cm/s)

Flame speed (cm/s)

80

200

Flame_speed (cm/sec)

Flame_speed (cm/sec)

100

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

7.5
7
6.5
6
5.5
5
4.5
4
0

1.6

2

4
6
Pressure (atm)

Equivalence ratio(a) Effect of temperature(b) Effect of equivalent ratio
Fig. 2-5-3 Laminar burning velocity

810(c) Effect of pressure

未燃ガスの温度が高いほど，層流燃焼速度が速くなる．未燃ガスの温度が 300K で計算した層流燃焼速度は7.2 cm/s である，温度を 900 K に高めると層流燃焼速度は 86.2 cm/s まで増加する．また，等量比(モル分率)によって層流燃焼速度は最初増加し，等量比が 1.1 に最大値(7.3 cm/s)に達した後，等量比の増加に従って層流燃
焼速度が小さくなる．等量比が 1.5 の時層流燃焼速度は 3.8 cm/s まで低下する．一方，圧力の増加に従って層流燃焼速度が低下する．圧力が 10 atm の条件で計算した層流燃焼速度は 5.0 cm/s である．本研究の計算結果
は平成 28 年微燃性冷媒リスク評価研究会最終報告書で報告した実験結果とほぼ一致している．
Experimental results of laminar burning velocity of R32 2-22)

Table 2-5-1

Refrigerant

Equivalence
ratio (ϕ)

Temperature(℃)

Moisture

Pmax(100kPa)

KG(100kPa.m/s)

R32

1
1.1

35
35
35

Dry
Dry
Wet (64% RH)

7.5
7.3
7.2

7.6
8
10.6

Flame
speed Sf(cm/s)
62
65
71

Buringvelocity
Su (cm/s)
7.3
7.6
8.5

(c)R32 の燃焼反応特性
Fig. 2-5-4 には入口距離におけるガス温度と主要な化学種の濃度変化を示す．
2500

0.2

0.014

0.35

0.06

0.14

0.012

0.3

0.05

0.12

0.01

0.25

0.008

0.2

0.1

Mole_fraction_CH2F2

1000

0.08
0.06

500

0.04
0.02

0

0
0

2

4
6
Distance (cm)

8

10

0.006

0.15
Mole_fraction_H2O

0.004

0.1

Mole_fraction_HF

0.002

0.05

0

0
0

2

4
6
Distance (cm)

8

10

0.1

0.04

0.08
0.03
0.06
0.02

0.04

0.01

Mole_fraction_CO
Mole_fraction_CO2

Mole fraction of CO2

0.12
Temperature (K)Mole fraction of CO

1500

Mole Fraction of HF

0.14

Mole Fraction of H2O

Temperature (K)0.16

Mole fraction of CH2F2

0.18
2000

0.02

0

0
0

2

4
6
Distance (cm)810(a) temperature and R32 concentration(b) H2O and HF concentrations(c) CO and CO2 concentrations
Fig. 2-5-4 Change of each parameter from the entrance (temperature 300K, pressure 1atm, equivalent ratio 1)

Fig. 2-5-4 (a)に示すように，火炎面に到達すると，R32 の燃焼反応により濃度が急激に低下し，下流側では濃度はほぼ 0 になる．火炎面の温度は未燃ガスの 300Ｋから急激に増加し，火炎面の既燃ガス側の温度は1940Ｋ程度になる．その下流側では燃料Ｒ32 がほぼ反応したにもかかわらず，その分解産物の反応により，火炎温度は継続的に上昇し，最終的に断熱火炎温度の 2164Ｋまで増加する．
Fig. 2-5-4 (b)に H2O と HF の濃度変化を示す．式 2-10 に示す総括反応式には H2O が反応に関わっていないが，火炎面で CH2F2 の OH ラジカルによる水素引き抜き反応で H2O を生成し，生成した H2O は主に F ラジカ
ルと反応して，OH ラジカルと HF が生成する．
Fig. 2-5-4 (c)に CO と CO2 の濃度変化を示す．CO も総括反応に含まれていないが，CFO の分解反応により
CO を生成した後，CO＋OH―＞CO2＋H；CO＋O(+M)―＞CO2(+M)の反応を経て CO2 を生成する．
Chemkin Pro の反応経路の解析ツールを用いて温度 300K，圧力１atm, 等量比１.0 条件における化学反応経路図を作成した．Fig. 2-5-5～2-5-7 には火炎面の上流側，火炎面内及び下流側における反応経路解析と主な化36

学種と素反応を示す．詳細の分析をここで省略するが，火炎面の上流側における Ch2F2 分解反応は OH ラジカルによる水素引き抜き反応により CHF2 と H2O を生成する．火炎面ではたくさんの反応が同時に行っている．
Ch2F2 分解反応は主に F ラジカルと O ラジカルによる水素引き抜き反応である．同時に，生成した CHF2 は O，OH，H，F ラジカルと反応して消費される．下流側では主に中間生成物から HF 及び CO2 の生成反応が進行している．

Fig. 2-5-5

Reaction path analysis on the upstream side of the flame surface

Fig. 2-5-6

In-flame surface reaction path analysis

37

Fig. 2-5-7

Reaction path analysis on the downstream side of the flame surface

Flame speed (cm/s)(c)R32 の燃焼反応特性への水蒸気の影響
総括反応の式には H2O が含まれていないが，Fig. 2-5-5
10と Fig. 2-5-7 に示すように，H2O は CH2H2 の OH ラジカル8による水素引き抜き反応の生成物として，F ラジカルと反6
応して HF の生成関与する．また，Table 2-5-1 には R32 の4燃焼反応に水蒸気が含まれると，燃焼速度と KG 値の増加
Dry air2が報告されている．ここで水蒸気が存在条件での R32 の
Wet air (H2O 3%)
層流燃焼速度及び反応パスの変化を解析する．
0
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
1.6
Fig.2-5-8 には空気中に 3％水蒸気が存在する条件での層
Equivalence ratio
流燃焼速度の解析結果を示す．水蒸気がない条件と比較のFig.2-5-8 Effect of water vapor on laminar
ため，R32 と O2 のモル比を 1：1 に固定して，空気中のburning velocity
水蒸気モル分率を 3％，窒素のモル分率を 79％から 76％に調整して計算を行った．水蒸気が含まれると，R32 の等量比が 0.7 以上の条件では層流燃焼速度が増加する結果となった．等量比が 1 の時水蒸気が存在条件での層流燃焼速度は 7.2 cm/s から 8.4 cm/s に増加した．計算結果と Table2-5-1 に示している実験結果とよく一致している．
38

Fig. 2-5-9 には水蒸気が存在条件での火炎面の上流側，火炎面中及び火炎面の下流側における H2O が関わる主な反応を示す．水蒸気が含まれない条件と比べると，火炎上流側での反応ほとんど影響を受けず，下流側では，H2O と F ラジカルと反応して OH ラジカルと HF が生成する反応以外，H2O+O―＞2OH と H2O＋OH―＞
O2＋H2O の反応率がもっと大きいことがわかる．OH ラジカルの生成率が高くなる結果，水蒸気が存在しない条件と比較して層流燃焼速度が大きくなる．

(a) Upstream side of the flame surface
Fig. 2-5-9(b) Flame surface(c) Downstream of the flame surface
Reaction path analysis in the presence of water vapor

2.5.5 R32 の燃焼シミュレーション
x
可燃性冷媒が燃焼するときの危害度評価を行うため，球状
容器内 R32 と空気との予混合気を点火した後の火炎伝播シ
ミュレーションを行い，最高到達圧力及び圧力上昇率(KG 値)
に対する容器の大きさの影響を評価する．
calculation
シミュレーションはANSYS FLUENT 2021を用いて実施しdomainyた．Fig. 2-5-10にはシミュレーションの計算対象を示す．計
ignition area
算条件は下記通りにまとめる．
‧ 球状容器の直径は0.3m，1.0mと3ｍの三条件である．
direction of‧ 軸対称とみなして2Dモデルを設定する (重力も考慮)．
gravity‧ 初期条件： R32：O2：N2の質量分率は0.26：0.16：0.59(理論空燃比)； 初期温度を300K；初期圧力を１atmに設定
する．
Fig. 2-5-10 Simulation calculation target‧ 中心位置から点火する(半径2㎜の球状領域に20Jの熱を10ms間与える)‧ 化学種30，素反応式111本を考慮した化学種輸送モデルを用いて計算する．
‧ 流れは層流である．
‧ 容器の冷却効果を考慮するため，壁は厚み5㎜のアルミを設定する．
‧ 全域に1mm或いは10mm角の四角形メッシュを設定．火炎面付近のメッシュを更に4段階分割する(元のメッシュの1/16になる)．
‧ 時間刻みは1～10μsである．
(a)直径 0.3 m 容器のシミュレーション結果
Fig. 2-5-11 には直径 0.3m の比較的に小さい容器内 R32 冷媒が燃焼した後の濃度，温度分布と平均圧力の時間変化を示す．図の左側は R32 の濃度，右側には温度の分布をそれぞれ示している．点火後，火炎界面が未燃
ガス領域向けて拡大していく様子が見える．また，重力の影響を受けて火炎が浮上している．
燃焼の初期段階には，火炎界面の乱れが見えたが，火炎界面の膨張と共に次第に滑らかな界面になる．火炎界面が左右の壁面に到達直前までは容器内圧力が急激に上昇し，左右の壁面に到達した後，圧力の上昇速度が小さくなる．冷媒がすべて燃焼しきるまでは圧力が上昇し続ける，最大圧力は約1MPaになる．また，火炎界面が左右の壁面に到達直前のとき圧力上昇の最大値になる．その時のKG 値を圧力上昇速度から計算すると7.2(100kPa.m/s)になる．
ちなみに，KG値は爆発の激しさを示す指標で，下記のように定義される．
39

1

𝑑𝑃

𝐾𝐺 = 𝑑𝑡𝑚𝑎𝑥

𝑉3(100 kPa.m/s)(2-5-7)

火炎界面が左右壁面に到達する時間は0.3s程度である．これは火炎速度を用いた予測結果と一致している．(半径は0.15m，火炎速度は0.5mとして考えると，火炎が壁面に到達時間は0.3ｓ程度と見積もられる)．

本研究で得られた火炎界面の膨張及び重力による浮上の様子は平成 28 年度微燃性冷媒研究会の最終報告書に紹介された実験観察結果(Fig. 2-5-12)に似ている．計算された KG 値も Table 2-5-1 に示している実験結果とよく一致している．

0.02 sFig. 2-5-11

0.05 s0.1 s0.14 s0.27 s0.6 sTime change of R32 concentration distribution (left), temperature distribution (right) and average pressure(bottom) (d＝0.3m)

40

Fig. 2-5-12

Propagation behavior of the flame surface for R32 [2-9] (Diameter 1 m, equivalent ratio 0.9)(b) 直径 1 m 容器のシミュレーション結果
Fig. 2-5-13 には直径 1m の容器内 R32 冷媒が燃焼した後の濃度，温度分布と平均圧力の時間変化を示す．着火から 0.25s までは，0.3m 容器内の燃焼の様子と同様に，火炎界面の膨張と重力による火炎の浮上が得られる．また，発達する火炎界面の底部の内側へのくぼみ形状も再現している．
着火から 0.25s 経過した後，火炎界面の底部のくぼみが急激に進行することで火炎の下部が外から千切れて，不連続な二つ火炎に分裂した．火炎界面が長くなることで多くの冷媒が燃焼に関わるため，圧力が急激に増加し始めた．0.57 の時点で圧力上昇率が最大なる，その圧力上昇率から計算した KG は 12.8 (100kPa.m/s)になる.
実験結果より大きな値になる．また，着火後 1.2s の時点で容器内圧力が最大値の 1.02MPa に到達した．その後壁面の冷却効果により圧力の低下に転じた．

0.25 s(Immediately before the flame split)

Fig. 2-5-13

0.26 s(Immediately before the flame split)

0.28 s

0.57 s(Maximum pressure rise rate)
1.2 s(Maximum pressure)
Time change of R32 concentration distribution (left), temperature distribution (right) and average pressure(bottom) (d＝1ｍ)(c) 直径 3 m 容器のシミュレーション結果
41

Fig. 2-5-14 には直径 3m の容器内 R32 冷媒が燃焼した後の濃度，温度分布と平均圧力の時間変化を示す．着火から 0.75s までは，0.3m 容器内の燃焼の様子と同様に，火炎界面の拡大と重力による火炎の浮上が得られる．その後，0.78s から火炎界面の乱れが発達し，不連続な火炎に分裂することになった．その時圧力の急激な上昇がみられた．着火後 1.05s の時点で圧力上昇率が最大なる，その圧力上昇率から計算した KG は 26(100kPa.m/s)になる. 実験結果より大きな値になる．また，圧力の最大値は，約１MPa であった．

0.22s

Fig. 2-5-14

0.52ｓ

0.75s

0.78ｓ
Time change of R32 concentration distribution (left), temperature distribution (right) and average pressure (d＝3m)(d) 乱流モデルの影響
ケース(a)-(c)は流れを層流としてシミュレーションを行ったが，容器が大きい場合，火炎面の膨張により容器内大きな流れを引き起こす，流れ場が乱流に遷移する可能性がある．乱流遷移の影響を評価するため，乱流モデルはレイノルズ応力(５方程式)を用いて，直径 3m の容器内の R32 冷媒が燃焼した後の温度分布と平均圧力の時間変化を Fig. 2-5-15 に示す．層流の結果と比べ，乱流の拡散効果により，火炎の分裂がなく，全体的に厚い火炎界面を形成することが見える．また，層流燃焼の時より乱流燃焼速度が速くなるため，浮力の影響が小さくなり，壁まで到達の時間は層流燃焼の場合の約半分になる．着火後 0.47s の時点で圧力上昇率が最大なる，その圧力上昇率から計算した KG は 86.4(100kPa.m/s)になる. 実験結果より大きな値になる．また，圧力の最大値は，約 0.98 MPa であった．

Fig. 2-5-15

Temperature and average pressure over time for R32 (d=3m, turbulent model)

2.3.6 シミュレーション結果の考察(a)シミュレーション結果のまとめ
上記のシミュレーションの結果を Table 2-5-2 に纏める．容器の直径を 0.3m～1m に変化することで，最高到達圧力がほとんど変化しなかった．圧力の上昇は，燃焼熱放出による結果なので，初期状態で冷媒濃度が同じ42であれば、単位体積当たりの放出燃焼熱量が同じになり，最高到達圧力も同じになる．また，条件によって，壁の冷却効果も無視できないが，燃焼時間は１s 程度なので，壁の熱容量の影響が小さいと考えられる．
KG 値は圧力上昇率の最大値から計算した爆発の激しさを示す指標である．一番小さい容器(d = 0.3m)で計算した KG 値は文献で報告した実験結果と一致しているが，大きい容器の場合，計算した KG 値は文献値より大きくなっている．それは浮力によって火炎が浮上している途中で激しく変形し，小さい火炎に分裂することによる結果である．この火炎面の不安定現象の計算結果について，さらに実験結果を合わせて考察すべき．更に，シミュレーションモデルに乱流の効果を導入すると，乱流の拡散効果により，火炎の分裂がなく，全体的に厚い火炎界面を形成することが見える．層流燃焼より，さらに大きい KG 値が計算された．
Table 2-5-2

Summary of simulation results

容器直径

層流/乱流

化学反応モデル

最高到達圧力KG(100kPa.m/s)

1)

0.3 m

層流

化学種輸送モデル

1 MPa

7.2

2)

1m

層流

化学種輸送モデル

1.02 MPa

13.9

3)

3m

層流

化学種輸送モデル

1 MPa

26

4)

3m

乱流

化学種輸送モデル

0.98 MPa

86.4(b)予混合火炎の固有不安定性
予混合火炎の熱膨張によって不安定になりやすく、それは予混合火炎の固有不安定性として，1959 年から研究されている 2-23〉．予混合火炎の固有不安定性の要因として，主に流体力学的効果，拡散‐熱的効果と外力効果が検討されている。これらの中で，気体の熱膨張により生じる流体力学的効果は，最も本質的な要因である．また，物質拡散と熱拡散の相互作用により生じる拡散-熱的効果は，水素-空気やメタン-空気の希薄予混
合火炎の不安定性において主要な役割を演じている．一方，浮力などの外力効果は燃焼速度が 15cm/s 以下の遅い燃焼反応において重要である．
Darrieus と Landauが熱膨張効果を考慮した火炎面の不安定性解析から，どんな微小擾乱でも火炎面が不安定になり，つまり，安定した層流燃焼火炎が存在しえない結果となっていた2-24]．その後有限の火炎帯厚さを考慮する解析から，波数が大きい領域において増幅率は負となる，つまり小さい火炎は安定となり，大きい火炎は不安定になることが分かった．本研究のシミュレーションは，比較的に小さい容器を用いて，燃焼速度の小さいR32を対象として行った．熱膨張効果による火炎の安定性の影響が小さいと考えられる．
Fig. 2-5-16には，計算の初期段階における火炎面の伝播を示している．初期状態で滑らか火炎界面を与えていたが，0.02sまでは火炎面の凹凸が現れる．ただし，0.04ｓまで計算が進行すると，火炎面の凹凸が殆ど消滅した．その理由としては，既燃ガスの囲まれる未燃ガスの温度上昇により活性化学種の輸送がる活発になり，また化学反応の速度も速くなるため，燃焼速度が速くなる結果である．0.09ｓまで計算が進めると，火炎界面がより滑らかになったが，浮力の効果で，左右の火炎界面の形状が異なる結果が得られた．浮力が火炎界面の形状への影響が大きいことが明らかである．さらに，Fig. 2-5-13 (0.28ｓ)とFig. 2-5-14 (0.78ｓ)に示すように，浮力によって火炎界面が大きな変形し，火炎の分裂と急激な圧力上昇を引き起こした．この影響は，R32よりも燃焼速度の遅いR1234yfなどにもっと顕著になる．層流燃焼で予測した圧力上昇速度よりはるかに大きな圧力上昇が出現する危険があるため，冷媒種類，燃焼空間のスケールによる火炎面の安定性解析のより詳細検討が必要と考えられる．

Fig. 2-5-16

0s
0.02s
0.04s
0.09s
Behavior of flame surface (concentration distribution of R32) (Direction of gravity is from right to left)

参考文献
2-1） Kataoka, O., Yoshizawa, M., and Hirakawa, T., Allowable Charge Calculation Method for Flammable Refrigerants. Proc. Int. Refrig.

43

Air Cond. Conf., Purdue, USA, (2000).
2-2） Hu, M., Li, J., Liu, Z., and Li T.., Experimental and numerical simulation analysis of R-290 air conditioner leak. Int. J. Refrig., 90,(2018), pp.163-167.
2-3） Baba, A., Takaichi, K., Taira, S., Imoto, T., Itakura, S., Mori, H., Makino, H., Yamashita, K., and Yamaguchi, H., Study on risk
assessment of air conditioner using R290. 25th IIR Int. cong. Refrig., Montreal, Canada, (2019).
2-4） Colbourne, D., and Suen, K. O., Equipment design and installation features to disperse refrigerant releases in rooms–part I:
experiments and analysis. Int. J. Refrig., (2003), 26, pp. 667-673.
2-5） Tang, W., He, G., Zhou, S., Sun, W., Cai, D., and Liu, F., The experiment study of R290 mass distribution and indoor leakage of 2
HP and 3HP split household air conditioner. Int. J. Refrig., (2019), 100, pp. 246-254.
2-6） Tang, W., He, G., Sun, W., Zhou, S., Cai, D., and Zhu, Y., Assessment of leakage and risk reduction of R290 in a split type household
air conditioner. Int. J. Refrig., (2018), 89, pp. 70-82.
2-7） Hattori K., Fukuoka M., Murata K., Taira S., and Tomioka K., Numerical method on predicting distribution of leaked refrigerant inindoor space and its experimental observation. 24th IIR Int. Cong. Refrig., Yokohama, Japan, (2015), pp. 4782-4789.
2-8） Jin, W., Gao, P., and Zheng, Y., Experimental study on ventilation effect on concentration distribution of R32 leaking from floor typeair conditioner. Energy procedia, (2017), 105, pp.4627-4634.
2-9） Colbourne, D. and Suen, K.O., Airflow to disperse refrigerant leaks from hydrocarbon refrigeration systems, Int. J. Refrig. (2022),
137, pp. 220-229.
2-10） IEC 60335-2-40:2022 CMV, Household and similar electrical appliances – Safety – Part 2-40: Particular requirements for electricalheat pumps, air-conditioners and dehumidifiers. Int. Electrotech. Comm., (2022).
2-11） Shiokawa, J., KIRK-OTHMER Concise Encyc. Chem. Tech., Maruzen, Tokyo, Japan, (1988), p.1188.
2-12） IEC 60335-2-89, Household and similar electrical appliance –Safety- Part 2-89: Particular requirements for commercial refrigerating
appliances and ice-makers with an incorporated or remote refrigerant unit or moter-compressor. Int. Electrotech. Comm., (2019).
2-13） Higashi, T., Dang, C., Hihara, E., Shitara, Y., Effect of additives to suppress the combustion of oil on pump-down accidents, JRAIA
International Symposium on New Refrigerants and Environmental Technology (2018).
2-14） Higashi, T., Saitoh, S., Dang, C., Hihara, E., Diesel combustion of oil and refrigerant mixture during pump-down of air conditioners.
International Journal of Refrigeration, 75, 300–310 (2017).
2-15） Higashi, T., Tamai, S., Saitoh, S., Dang, C., Hihara, E., Effect of lubricating oil on explosion accidents of compressor during pumpdown of air-conditioner. Trans. JSRAE 34(3), 181–191 (2017). https://doi.org/10.11322/tjsrae.17-17.
2-16） Iijima, A., Autoignition in internal combustion
engines. Journal of Combustion Society of Japan, 57, 95-105 (2015). (inJapanese)2-17） Japanese Society of Tribologists, Tribology Handbook, Yokendo, 590 (2001). (in Japanese)2-18） Donald R. Burgess Jr., Valeri I. Babushok, Gregory T. Linteris, Jeffrey A. Manion, A Chemical Kinetic Mechanism for 2-Bromo3,3,3-trifluoropropene (2-BTP) Flame Inhibition, International Journal of Chemical Kinetics, 47(9), 533-563,2015.
2-19） Babushok, V., Burgess Jr., D., Kim, D., Hegetschweiler, M. and Linteris, G. (2021), Modeling of Combustion of Fluorine-Containing
Refrigerants, Technical Note (NIST TN), National Institute of Standards and Technology, Gaithersburg, MD, [online],
https://doi.org/10.6028/NIST.TN.2170.
2-20） Donald R. Burgess Jr., Valeri I. Babushok, Jeffrey A. Manion, A chemical kinetic mechanism for combustion and flame propagationof CH2F2/O2/N2 mixtures, International Journal of Chemical Kinetics, 54(3), 154-187, 2022.
2-21） Donald R. Burgess Jr., Robert R. Burrell, Valeri I. Babushok, Jeffrey A. Manion, Michael J. Hegetschweiler, Gregory T. Linteris,
Burning velocities of R-32/O2/N2 mixtures: Experimental measurements and development of a validated detailed chemical kinetic
model, Combustion and Flame, 236, 111795, 2002.
2-22） 日本冷凍空調学会，微燃性冷媒リスク評価研究会平成２８年最終報告書，2017 年
2-23） 門脇 敏，予混合火炎の固有不安定性：流体力学的効果と拡散―熱的効果，日本燃焼学会誌，57(181)，167-173，2015.
2-24） Clavin P., Dynamic behavior of premixed flame fronts in laminar and turbulent flows, Prog. Energy Combust. Sci., 11, 1-59, 1985.

44

３.
3.1

公立諏訪東京理科大学の成果

はじめに

従来冷媒の低 GWP 化においては，GWP が抜本的に小さい炭化水素系自然冷媒への転換が有力な方策である。しかしその一方で，該当冷媒（主にプロパン(R290)，イソブタン(R600a)など）は，ISO8173-1)の分類では A3（強燃性：LFL 3.5 vol%以下または燃焼熱 19,000 kJ/kg 以上）に分類されるので，特にこれらへの冷媒転換が期待されている家庭用空調機器及び業務用冷凍冷蔵機器（内蔵ショーケース等）の使用環境下における火災・爆発リスクを詳細に評価したうえでの十分な安全対策が，冷媒転換における大きな課題である。すでに冷蔵庫
用冷媒については，従来の特定フロン（CFC12）の製造が 1996 年に禁止されたことを受けて，R600a を冷媒として使用するための綿密なリスクアセスメントが日本電機工業会（JEMA）主導により実施され，その成果
を JEMA 自主基準としてまとめることにより炭化水素系冷媒を一足先に実用化している 3-2)。
冷媒の火災・爆発リスクは何らかの理由で冷媒が漏洩し空気中の酸素と混合したところに，着火に至るのに十分なエネルギーを有した着火源が存在することに由来するが，単純にこれを満たしただけで確実に着火す
るわけではなく，後述する着火機構，冷媒／空気混合気の流動状態，などさまざま要因が複合的に絡み合う現象である。したがって，一般に着火性評価指標として用いられている最小着火エネルギー（MIE），消炎距離，
自動発火温度（AIT）などについても，例えばアーク放電では MIE よりも 1 桁以上大きなエネルギーであっても着火しないことが知られている 3-3)など，対象とする着火モードによっては正確なリスク評価結果につながらないことが多々ある。そのブレークスルーのためには，対象とする漏洩シナリオや着火源候補を十分に検討し抽出したうえで，これらの着火性を丁寧に評価できる，学術的知見に沿った着火性評価法の確立が望まれている。このような背景から本研究では，燃焼学の理論をベースに，家庭用空調機器及び業務用冷凍冷蔵機器の冷媒を R290 に転換することを前提に，R290 の着火性を定量的に評価することとした。

3.2

本研究の構成本研究は大きく分けて以下の 2 本の柱からなる。
① 機器使用時に問題となる着火源のスクリーニングと着火源モデルの構築
家庭用空調機器及び業務用冷凍冷蔵機器からの冷媒漏洩シナリオを想定し，その漏洩シナリオにおいて着火源となりうる機器や現象を抽出する。抽出された着火源候補を電気スパーク，裸火，高温熱面などの着火機構ごとにカテゴリー分けする。それぞれのカテゴリーについて文献や Web 調査等により着火性のス
クリーニングを実施する。
② 各種着火源による次世代冷媒のフィジカルリスク評価
上記①のカテゴリー分類結果及びスクリーニング結果に基づき，主として実験，数値シミュレーション及び理論解析により，着火可能性に関するデータを取得・蓄積するとともに，学術的知見に基づく着火性評
価手法を構築する。

3.3

着火源候補のスクリーニング
3500

3104

件数

2824 2792
3000
3.3.1 着火源候補の抽出と分類
2497
2500
Fig.3-1 は 2020 年度の日本国内における主な2000
1684 1611 1555
1398
1500
1206 1076
出火原因別の出火件数 3-4)である。従来火災原因
1000
641 585 571の 1 位であった「放火」は減少傾向にあり，代358 354 335
500
わって「たばこ」「たき火」「こんろ」などの高0
た た こ 放 火 電 放 電 配 ス 排 電 マ 交 灯 溶
ば き ん 火 入 気 火 灯 線 ト 気 気 ッ 通 火 接
温熱源が上位を占めている。一方，「電気機器」，
こ 火 ろ
れ 機 の 電 器 ー 管 装 チ 機
機
置 ・ 関
・
器 疑 話 具 ブ
「電灯電話等の配線」「配線器具」，「電気装置」
，
，
い の
ラ 内
切
配
イ 配
断
線
タ 線
機
「灯火」なども，これらをひとくくりにしていー
Fig.3-1 Number of fires by major cause in Japan in FY2020 3-4).
わゆる「電気系着火源」としてみれば，火災原因に占める割合は無視できない。すなわち，電気系着火源は高温熱源系の着火源に比較して種類が多いので，それぞれの着火性を丁寧に検討する必要があ45

る。
Fig.3-2 は 2018～2020 年の家庭電気製品の出火件数の推移，Fig.3-3 は電気火災の出火原因状況を示したもの
である 3-5)。電磁調理器を原因とする件数がその他に比べて若干低いが，それ以外はほぼ同率レベルの件数であることからも，電気系着火源の多様性がうかがえる。これらが火災原因となる最大の要因は Fig.3-3 から推測するに維持管理不適であり，例えば配線被覆が劣化により破損して出火したり，劣化に伴う断線によって出火したりするなどのパターンが推測される。少し古いデータではあるが，当時アメリカ国立標準局（NBS）のHall らが 105 件の住宅火災事例から配電部品の発火の原因を Table 3-1 のようにまとめている 3-6), 3-7)。いずれのカテゴリーにおいても，機械的損傷，接触不良等が大きな割合を占めている。これらに基づき本研究では，
家庭用空調機冷媒，業務用冷凍冷蔵機器冷媒が漏洩した場合を想定して，一般住居の居室内及びコンビニエン
スストア等の店内を想定して着火源を抽出し，Table 3-2 のように分類した。すなわち大カテゴリーとして「電気系着火源」「高温熱源系着火源」「裸火」に分類した。このうち「裸火」については，プロパン／空気予混合
気への着火性が極めて高いであろうことは経験的にも容易に推測されるので評価対象から外した。なお，着火源候補の抽出においては（一社）日本冷凍空調工業会（以下，日冷工）のリスクアセスメントワーキンググル
ープメンバーとの密接な意見交換の結果を参考にした。
90
80
70

85

件数

2018年度

71 69
63

60

64 62

5051

50

Table 3-1 Causes of fires in residential occupancies
due to electrical wiring and devices3-6),3-7).

85

6160
56

59
5656

40

51
47
40

2019年度

2020年度
56

4341
35

30

35
2930

39

28

20

23
1921

10
0
充
電
式
電
池

差
し
込
グ み
プ
ラ

コ
ー
ド

コ
ン
セ
ン
ト

電
子
レ
ン
ジ

蛍
光
灯

テ
ー
ブ
プ ル
タ
ッ

屋
内
線

電
磁
調
理
器

(IH)

電
気
ス
ト
ー
ブ

Fig.3-2 Trends in the number of fires caused byhousehold electrical appliances from 2018 to 20203-5).
維持管理不適412

取扱方法不良13

取扱位置不適4024設置（取付）工事方法不良
構造機構不良・改悪する

5

火気の取扱不適
5設置（取付）位置不適
可燃物の取扱不適
25

その他

不明

Fig.3-3 Trends of the causes of electrical fires in
2020FY in Japan3-5).

46

Table 3-2 List of candidates of ignition source for propane/air mixture which are generally used in life cycle.
Major Category
Middle Category
End Category
Electric spark
Electric relay
Refrigerator, Washing machine, Hair dryer, Rice cooker, Microwave
oven, Dehumidifier, Vacuum cleaner, Electric carpet, Oven, Fan,
Television, Printer, Air cleaner, Audio&Video, Telephone, Facsimile
Thermostat
Refrigerator, Electric stove, Oven toaster, Electric kettle, Electric
Kotatsu, Iron, Hair dryer
Human operation
Plugging and unplugging, Wall-mounted lighting switch
Brush motor
Vacuum cleaner, Hair dryer, Electric razor
ChargePrinter, Electrostatic spark discharge
Hot Surface
Electric heater, Hot plate for cooking, Burnt cigaretteOpen flame
Burnt cigarette and lighter, Candles
3 .3.2 文献調査結果をもとにした着火性のスクリーニング
萩本ら 3-3)は一般家庭用電気器具の電源スイッチ（キーソケットスイッチ，中間スイッチ，埋込スイッチ）
を ON/OFF した際に接点間で発生する電気火花によるメタン／空気及びプロパン／空気予混合気への着火実
験により，定性的な着火挙動を明らかにしている。負荷には白熱電球，換気扇，蛍光灯，抵抗器を使用している。その結果，①キーソケットスイッチの OFF 時が最も着火しやすいこと，②スイッチ ON 時よりも OFF 時のほうが着火しやすいこと，③誘導性負荷である電気器具のスイッチを OFF した場合のほうが，抵抗負荷の場合よりも小さなエネルギーで着火すること，④着火に必要なエネルギーはスイッチの種類や回路条件など
によって左右され，数 mJ～数 J と幅広い値をとったこと，を明らかにしている。これらの理由は以下のとおり挙げられている。まず①についてはスイッチ機構の違いに起因するとしている（中間及び埋込スイッチはばね駆動であるところ，キーソケットスイッチは手動回転という点）。②については，接点閉成（ON）時の放電
開始接点間隙よりも，開離（OFF）時の放電停止間隙のほうが大きいため，放電継続中の平均的な接点間隙がOFF 時よりも ON 時のほうが小さい。このため初期火炎が接点で冷却される作用が，ON 時のほうが大きくなる。よって OFF 時のほうが着火しやすいと考えられている。③は誘導負荷においては OFF 時に抵抗負荷よりも高い電圧が生じるためとしている。④については明確な理由は述べられていない。なお，接点間で消費されるエネルギーはある程度の上限があると見込まれるので，濃度によっては着火エネルギーに達せず着火できない（すなわち，このエネルギーでの燃焼範囲が狭くなる）ことも明らかにしている。
鳳ら 3-8)は，電話用リレー，カーボンランプ（抵抗性負荷），DC48 V 電源からなる回路を用いた実験により，アークエネルギーを計測している。これによると，接点電流が 1.4 A 未満の場合，アーク継続時間は概ね 10-4
s 以下となるようである。これは木下 3-9)や Strehlow3-10)らが提唱したいわゆる“臨界着火時間”とほぼ同じ時
間オーダーであるから，熱損失の影響を無視できるとするとこの時間内に生じた放電エネルギーが最小着火エネルギーを超えていれば，着火の可能性を否定できないと考えられる。一方，文献 3-8)では，接点材質にも依存するが概ね 0.6 A 以上の接点電流であれば，プロパン／空気混合気の最小着火エネルギーを超えるエネル
ギー（~0.5 mJ）が生じるようである。ただし着火エネルギーは燃料濃度（当量比）に対して下に凸の曲線を描
くので，一般によく知られているプロパン／空気予混合気の着火エネルギーと当量比の関係 3-11)から類推すると，この着火エネルギーの値は燃焼範囲のすべての濃度にわたって着火可能ではなく，せいぜい 3.0-6.9 vol%の濃度範囲に限られるとみられる。
制御電流が 2 A 超となるパワーリレーや電磁コンタクタについても，文献 3-12)-3-14)で電圧電流の測定結果が報告されている。これをもとに放電開始後 10-4 s 以内に生じるエネルギーを求めたところ，約 6 - 7 mJ となる
場合がみられた。燃焼上限界および下限界での着火エネルギーは約 4 mJ であるから，この場合はプロパン／
空気予混合気の燃焼範囲すべてにわたって着火可能となる。
ブラシモータで生じる電気スパークの場合についても，リレー接点の場合と同様に着火性を考えることができる。ブラシモータの放電波形を測定した一例として，伊里 3-15)が実施した，直流モータの高速回転時の整流現象とブラシ摩耗に関する研究がある。そこでは電流電圧波形の観測結果からアーク継続時間，アーク電圧，
残留電流と回転速度の関係がまとめられている。アーク継続時間及び残留電流は，回転速度 3000 rpm 付近で最小値をとったのち増加に転じ，アーク電圧は回転速度に対してほぼ一定である結果が報告されている。そこ
で，最もエネルギーが小さいと思われる，回転速度 3000 rpm における電流・電圧・アーク継続時間を読み取47

ると，それぞれ 17 V, 0.55 A, 37 μs であった。これよりエネルギーは 0.35 mJ となるので，着火の可能性は否定できないとみられる。
3.3.3 着火源候補となる家電製品のスクリーニング① インクジェットプリンター
市販のインクジェットプリンター（EPSON, EP-806AR）を分解し，Table 3-2 に示した着火源となりうる
電気部品の調査を行った．プリンター内には紙送りのブラシモータが 2 個，インクカートリッジを動かす
ためのブラシモータが 1 個見つかった．インク吐出制御と紙送り制御のために 2 個の電子基板があったが，いずれにも接点リレーは使用されていなかった．以上のことから，インクジェットプリンターの場合，ブラシモータが存在することによる着火の可能性があると考えられる．
② 扇風機
市販の扇風機（三菱電機製，Summer life R30C-W）を分解し，着火源となりうる電気部品の調査を行った．機器内部にはブラシレスモータが用いられており，ブラシレスであることからこれによる着火の可能性は小さい．操作スイッチ部には接点があり，ここでは電磁コンタクタあるいは接点リレーと同様の放電が生じると考えられるので，これによる着火の可能性は否定できないとみられる．なお，今回分解調査したものは古い年式のものであるが，これと異なり扇風機の動作を電子制御するものが現在では広く流通している．この場合，電子基板を内蔵しているものと思われ，ここで接点リレーが使用されていれば，これを放電源として着火が生じる可能性は否定できないと考えられる．
③ 電子レンジ
市販の電子レンジ（SANYO, EM-LP1）を分解し，着火源となりうる部品の調査を行った．まずターンテ
ーブル駆動用のモータを発見したが，このモータは 6 rpm 定格であり，この回転数ではアーク放電は発生しないと考えられる．また，モータはプラスチック製の歯車に直結されているため，この点から見ても着火性の放電が生じるとは考えにくい．これとは別に，庫内にはサーモスタットが使用されていた．サーモ
スタットはバイメタルを使用した接点スイッチであり，過去にエチルエーテルがサーモスタットからの火
花によって引火した事例が報告されている．また，そのほかにも庫内からは接点部品が見つかっている．
これらのことから，電子レンジについては，サーモスタットの存在によりプロパンの着火源となる可能性は否定できないと考えられる．
④ 掃除機
市販の掃除機（TWINBIRD, FW3K167）を分解し，着火源となりうる部品の調査を行った．供試掃除機にはユニバーサルモータが使用されていた．これは整流子とブラシを持つため，アーク放電や機械火花を生じる．実際にこのユニバーサルモータを動作させたところ，空気中における放電の発生が確認できた．
また，インターネット上に掲載されていた別の掃除機の分解写真 3-16)を調べたところ，基板上にリレーが使用されていた．この基盤はモータ付近に設置されており，密閉性は低い．以上のことから，ブラシモー
タで生じるアーク放電や，基板上のリレーで生じる放電等により，プロパンを着火させる可能性は否定できないと考えられる．
⑤ 洗濯機
インターネット上に掲載されていた洗濯機の分解写真 3-17)（TOSHIBA AW70DG, National NA-F50Z8）から，使用されていた電気電子部品を推定した．いずれも電子基板が操作パネルの下にあり，そこに接点リレーが用いられていたが，洗濯機は漏電防止のために基板上に樹脂を充てんして防水加工が施されている．
インターネット上の写真からは，電気部品が樹脂によって完全に覆われているわけではないものの，密閉性は高いものと推測される．したがって洗濯機に使用されている接点リレーは着火源にはなりにくいものと推測される．
⑥ 除湿機・空気清浄機
インターネット上に掲載されていた除湿機（CORONA, CD-J107X）の分解写真 3-18) 及び空気清浄機（SHARP KC-Y65, KC-B50, Panasonic f-vxe60）を実際に分解した結果から，使用されていた電気電子部品を推定した．洗濯機と同様，操作パネルの下に電子基板があり，有接点・無接点リレーともに使用されているようである．洗濯機とは異なり防水加工があまり施されていない．したがって基板部分の有接点リレ
ーによる着火の可能性は否定できないと考えられる．
⑦ ドライヤーインターネット上に掲載されていたドライヤーの分解写真 3-19), 3-20)（National EH534, Nobby NB1902）か
48

ら，使用されていた電気電子部品を推定した．基板は持ち手の内部に存在し，接点リレーの存在も確認された．ブラシモータも確認された．以上により，ドライヤーによる着火の可能性は否定できないと考えられる．
⑧ 電気ポット
インターネット上に掲載されていた電気ポットの分解写真 3-21)（タイガー PDK-G）から，使用されていた電気電子部品を推定した．基板は製品の底部に存在し，接点リレーの存在も確認された．電気ポットやケトルの底面は密閉性が低いものが多く，また，サーモスタットやサーミスタ等も使用されている可能性がある．以上により，電気ポットによる着火の可能性は否定できないと考えられる．
⑨ 電気炊飯器
インターネット上に掲載されていた電気炊飯器の分解写真 3-22)（National SR-SS18A, タイガー JAQ-A550）
から，使用されていた電気電子部品を推定した．基板は製品の側面下部に存在し，接点リレーの存在も確認された．以上により，電気ポットによる着火の可能性は否定できないと考えられる．
⑩ 電気カーペット
一般に電気カーペットは操作部が床に設置されることが多く，インターネットに掲載されていた写真 323)では，操作部にリレーが組み込まれていたものも存在した．熱線によってカーペット全体を暖めている
ため，回路全体の抵抗が大きく，接点部での放電が起こりやすいと考えられる．また，サーモスタットによって温度を管理しているものが多く，サーモスタットによる可燃性気体の火災事例も存在するため，電気カーペットによる着火の可能性は否定できないと考えられる．

3.4

電気系着火源の着火性評価その 1：静電気放電

3.4.1 静電気放電の分類 3-24), 3-25)
静電気放電は一般に絶縁導体や不導体に蓄積された電荷が，接地導体等に接触するときに放出される現象であり，容量性放電に相当する。静電気放電には大きく以下のように分類できる。
① 火花放電：電気的に絶縁された導体と接地導体との間の放電である。帯電した人体が金属製のドアノブに触れるときに生じる静電気放電などがこれにあたる。放電エネルギーは 1 J 程度にまで達するので，可燃性ガスや蒸気，粉体に対して着火能力があることが知られている。したがって，火花放電を着火源から除外することは難しい。
② コロナ放電：接地した尖った（一般に曲率半径 5 mm 以下 3-26)）導体と帯電物体（導体・不導体を問わない）とが近づく場合などに生じる。放電エネルギーは比較的低い（数十μJ）ので，水素やアセチレンのよ
うな着火エネルギーの低いガスを除き一般に着火能力は低い 3-27)。炭化水素系燃料の着火源にはなりにくい。特性が極性に大きく依存する。
③ ブラシ放電：主に絶縁物が帯電し，曲率のある接地導体が近づくときに起きる。帯電表面の電荷密度が 3μC/m2 以上で表面電界が 0.5 MV/m 以上の時に起こる 3-26),3-28)-3-30)。帯電物体が負に帯電した場合（正極性放電）のほうが着火能力が高い。放電エネルギーは 1-3 mJ3-29), 3-31)-3-32)で，4 mJ を超えることはない 3-33)。
また，帯電物体が絶縁体である場合，保持している電荷のすべてが一瞬で放出されない場合が多い。よって，場合によっては炭化水素系ガスの着火源にもなりうる。
④ 沿面放電：背面に接地導体のある薄い不導体をはがした場合などに生じる放電。10 J 程度までの大きなエ
ネルギーを有するので，着火源から除外するのは不可能である。
3.4.2 想定シナリオに基づく静電気放電による着火性評価(1) 帯電人体とドアノブの接触による放電
容量性放電の場合の着火性は，対象とする系の静電容量に応じて蓄えられた静電エネルギー（ = (1⁄2)𝐶𝑉 2 ，C: 静電容量(F), V: 電圧(V)）がすべて着火に用いられるとして，MIE との大小関係により評価されるのが一般的である。この場合は人体と接地導体との接触となるので，3.4.1 節の放電形態のうち火花放電に相当する。
したがって MIE を用いて着火性を評価する。プロパン／空気予混合気の MIE は約 0.25 mJ である 3-11)として，
人体の帯電電位を 15 kV, 静電容量を 100 pF と仮定すると，静電エネルギーE は
1
1
(3-1)
𝐸 = 𝐶𝑉 2 = ∙ (100 × 10−12) ∙ (15 × 103 )2 = 11.25 mJ
2
2となる。よって，着火性は否定できない。
49

Potential (V)(2) 衣服脱衣時の静電気放電
この場合は接地導体と不導体の接触となるので，ブラシ放電に相当する。例えば下着・中着・上着の 3 枚重ねの場合，人体－下着，下着－中着，中着－上着のそれぞれで摩擦により帯電し，湿度が低い季節では上着の電位は容易に 10 kV 程度となるとされている 3-34)。帯電量についてはデータが多数報告されているものの，文献によってばらつきが大きい。帯電量は帯電列3-34)により支配されており，一般に帯電列間の距離が遠い材料同Discharging energy (J)士の摩擦ほど帯電量が大きい。脱衣前の動作等にも依存し，例
えば腕を前後に 5 回回した後脱衣して木綿の作業衣の帯電電位
Fig.3-4 Relationship between the chargeを測定すると，60 kV もの高電位になる場合も報告されている
potential and discharging energy by brush3-35)。一方帯電量は湿度にも大きく支配されており，およそ 50 %discharge3-25).
以上の相対湿度で帯電量が劇的に低下することが知られている。上述の報告 3-35)では 20 %R.H.で 60kV 程度だった帯電電位が 50 %R.H.で 20 kV, 60 %R.H.では 3 kV 程度になるようである。一般的な傾向とまでは言い難いが，最近のデータになるに従い帯電電位が低下しているようで，2010 年代中頃の研究では帯電未加工であっても 10 kV 程度にとどまるようなデータもある 3-36)。
一方で Fig.3-4 で示されるように，ブラシ放電で最小着火エネルギー程度（0.2 mJ）を与える帯電電位は約 20
kV 超 3-25)である。また，導体間の放電である火花放電とは異なり不導体からの電荷が放電されるために，表面
電荷のすべてが瞬間的に放電に用いられるわけではなく，接地電極付近の一部電荷のみが放電される。したがって，着火に至るエネルギーとなるにはさらに高電圧を必要とする。平川 3-37)は炭化水素系燃料の場合，衣服の帯電電位が 30 kV 以下になると着火を引き起こさないと述べている。着火限界となる帯電電位の推算は容易ではないが，Tabata ら 3-38)は直径 25 mm までの接地導体球と帯電プラスチックシート間のブラシ放電による水素とプロパンの着火実験を行い，不導体表面の平均電位 𝑉̅ とブラシ放電エネルギーWd の関係が以下で予測できることを示している。
𝑊𝑑 = 𝑘 (𝑉̅ 𝑄𝑡𝑚 −

𝑄𝑡𝑚 2
),
2𝐶𝑑

𝑄𝑡𝑚 = 1.4 × 10−9 𝐷1.7 ,𝑘 = 0.08(3-2)
𝐶𝑑 = 9.8 × 10−12

ここで Qtm は放電電荷の最大値(C)，Cd は放電した部分の見かけの静電容量(F)，D は接地導体球の直径(mm)で，
D > 20 のときは D = 20 とする。これを用いると，Wd = 0.2 mJ となる𝑉̅ は約 22.6 kV となる。
このようなことから，衣服脱衣時の静電気による着火性は火花放電によるそれと比較すると小さい。しかし，
60 kV 程度の帯電電位を示す可能性を完全否定はできないので，着火の可能性をゼロとすることはできないよ
うである。

3.5

電気系着火源の着火性評価その 2：リレー接点でのアーク放電による着火性

3.5.1 アーク放電の特性と着火
アーク放電は 3.4 節の静電気放電（容量性放電）とは異なり，回路に流れる大電流によって高温となった電極や電線端部から熱電子が放出され，これが他端の電極に到達することによって電流が流れるものである。その定義は必ずしも明確ではないが，「気体あるいは電極物質蒸気の最低電離電圧もしくは最低励起電圧程度の陰極降下電圧を有する，気体あるいは蒸気中の電極間放電で，さらに，放電は持続されていて，その電流によって陰極の電子放出の機構が支えられている」3-39)というものである。アーク放電は電極材質の影響を受ける
のでそれによる若干の違いはあるが，約 100 mA から 1 A 程度を最小アーク電流とし，ほとんど際限なく大電流を流せる低電圧・大電流の放電である。Fig.3-5 は 100 Pa における放電電流と電圧の関係を示したもので，アーク放電の電位分布を拡大すると Fig.3-6 となる 3-40)。アノード・カソードともにその近傍にそれぞれ陰極
降下，陽極降下と呼ぶ非常に狭い電界強度の比較的大きな領域が存在する。つまり，アーク放電の特性は上述の電極近傍領域とアーク柱領域とに分けて考えると理解しやすい。

50

Fig.3-6 Voltage distribution along arc3-40).
Fig.3-5 Steady state voltage-current characteristic ofdischarge3-40).
アーク柱の構造についても調べられている。アーク柱領域はアー
クを強制的に冷却でもしない限り，その平均電界強度は高々103
V/m，電流密度は 106～107 A/m2 である。アーク柱ではそこを流れる電流によるプラズマ生成と消滅とがつり合って定常状態が保たれており，エネルギー的には，電流によるジュール熱の発生と，外縁方向への熱伝導損失及び輻射損失とがほぼつり合っている。
Fig.3-7 に示されるようにアーク柱中心部の温度は 104 K もの高温に達し，温度の低い境界部へ向かって温度勾配が存在する。アーク
放電では，電子・イオン・中性原子などとの衝突が頻繁に起きるので，プラズマ内の温度が平均化された一定の分布を有するようになっている。これを熱平衡プラズマと呼ぶ。この場合はプラズマ自身の温度は気体の温度と感覚的に等しい。一方陽極降下部での平均電Fig.3-7
Temperature field of gas界強度は 105～107 V/m で，その厚みは 10-4～10-6 m くらいである。
tungsten-arc in Ar3-40).
これに対し陰極降下部の厚みや電界強度は電子放出の機構にも関連すると考えられ，精度の良いデータは乏しいようであるが，109 V/m を示す場合もあるようである 3-40)。電流密度はアーク柱部に比して高く，電極領域では電流路が収縮する。電極の表面温度は高くとも電極金属の沸点程度であると考えられるが，狭い電極降下部を隔てて接するプラズマの温度は先述の通り 6000～104 K 程度になっているから，電極近傍には非常に大きな温度勾配が存在する。
一方でアーク放電による着火性の評価については，IEC60079-113-41)により，可動式治具に設置された金属線と金属ブロックを一定速度で動かして接触させる試験法による燃焼性評価手法が規定されている。通電されている導体が一部で切断された場合や，スイッチを開いた場合などに生じるアーク放電（contact-break operation,
break-arc などと呼ばれる）については現在でも未解明な点が多いとされている 3-42)。Uber ら 3-42)は接点が開くときに生じるアーク放電による水素／空気予混合気の着火特性を実験的に調べ，入力される電気エネルギーが完全に着火に寄与するわけではなく，約 44 %がプラズマ柱のエネルギーに用いられ，プラズマ柱の有するパワーが 190 mW を超えて初めて火炎核の成長に寄与しはじめ，これと時間の積分で求まるエネルギーが最小
着火エネルギーを超えることができて初めて着火に至るとしたモデルを提示している。すなわち，可燃性ガスの着火エネルギー自体は不変であるが，放電の形態によって入力エネルギーのうち火炎成長に用いられる割合が変化するようである。Shekhar ら 3-43)も同様の実験を行い，マッハツェンダー干渉法を用いた火炎核成長過程の観察結果と，素反応を考慮した独自開発の 3 次元シミュレーションに基づき，100-200 μs の間に火炎核の直径が 200-300 μm に到達していることが火炎伝播する臨界条件であることを述べている。しかし，いずれの論文も，アーク放電による接点開離時の着火予測には例えば火炎伸長による消炎挙動の予測や，接点開離速度の影響などについて明らかにされるべき事項が多々あり，着火性評価の確立にまでは至っていないとしている。
3.5.2 リレー接点でのアーク放電による着火性評価：実験装置及び方法

51

以上の背景に基づき，本研究ではリレー接点の開閉時に生じるアーク放電による着火性100を実験的に評価することとし80た。Fig.3-8 は実験装置の概略図である。厚さ 5 mm のアクリル板を貼り合わせて製作した，内Fig.3-8 Photo and schematic of experimental setup and circuit.
法 100 mm×80 mm×80 mm の内部を視認できる燃焼容器内
Table 3-3 Specs of test electric loads.
に ， 有 接 点 リ レ ー （ OMRON
実験対象プロパン濃度
MK2P, 接点材質：銀，最大接点
外観
負荷
消費電力
3.0, 4.0, 5.0, 6.0,
ドライヤー
電圧 250 V，最大接点電流 5 A）
1200W
7.0, 8.0, 9.0 vol%(Panasonic, EH101P)を保護カバーを外して接点を掃除機
3.0, 4.0, 5.0 vol%1150W
暴露させた状態で設置した。あ電動ドライバー
3.0, 4.0, 5.0 vol%160W
(RYOBI, CDD-1021)
らかじめ測定した容器内容積
扇風機
3.0, 4.0, 5.0 vol%40Wを基準に，所定濃度となる体積(YAMAZEN, FY-J301)
3.0, 4.0, 5.0 vol%200W
分の R290 をシリンジで測り取
可変抵抗器
500W
(山菱電機，RZ-2003.0, 4.0, 5.0, 6.0,
3B)
り，容器内に導入して 1 分間撹
7.0, 8.0, 9.0 vol%700W
拌したのち 30 秒静置したのちにリレー開閉動作を行った。負荷回路およびリレー開閉回路は容器外に設置されており，リレーへの入力電圧は AC 100V とし，手動スイッチで開閉動作を制御した。
実事故シナリオ（家庭用空調機器使用居室内で家電製品を使用した場合）を想定して，回路負荷に家電製品
実機（ドライヤー，電動ドライバー，掃除機，扇風機）を用いた。この 4 種類では定格消費電力の値に偏りが見られたので，その間を埋めるように可変抵抗を用いて 200 , 500, 700 W の回路消費電力（公称値）を設定した。Table 3-3 は使用した負荷の諸元の一覧である。この実験では燃焼容器内の R290 濃度及び負荷の種類を実験パラメータとして変化させたが，1 つの濃度・負荷の組み合わせに対して，スイッチ開閉動作の繰り返し回
数 60 回中の着火回数を数え，これを放電回数で除した値を着火確率とした。なおここで分母を「放電回数」としたのは，電圧位相とリレー同期タイミングが同期されていないので，リレー開閉時に放電が生じなかった場合があるためで，視覚的に放電発光が見られた回数を「放電回数」として分母の値に使用している。
測定項目は接点周りの予混合気（及び火炎）の視覚的挙動と電流電圧波形である。リレー接点両端の電圧を差動式電圧プローブ（Tektronix, TPP0201）で，回路電流を電流プローブ（日置電機製 CT6711）で計測し，チャートレコーダ（日置電機製 8860-50）に記録した。電流プローブの出力変化をトリガーとしてチャートレコ
ーダを起動し，その信号を高速度カメラ（Photron FASTCAM NOVA S12）に入力して，接点周囲の挙動を撮影した。放電エネルギーは電流と電圧の積を放電発光が認められた時間で積分した次式(Panasonic, MC-PJ20G-N)

𝑡2

(3-3)

𝐸𝑑 = ∫ 𝐼𝐸𝑑𝑡
𝑡1

3.5.3 リレー接点でのアーク放電による着火性評価：実験結果及び考察
Fig.3-9 は着火確率と当量比の関係を示したものである。
当量比 1.31.5 付近で着火確率が最大となった．当量比 0.75（3 vol%）では燃焼
範囲の濃度であるにもかかわらず，接点閉成時では 1 度も着火が見られず，接点開離時においても 5 ％程度である．全体的に開離時かつ消費電力が大きいものほど着火確率が高いようである．
Fig.3-10 は接点開離時における放電（以下 break-arc と呼ぶ）の波形及び接点付近の高速度画像の一例である。Fig.3-10(a)は R290 濃度
5270Ignition probability [%]により求めた。ただし𝑡1 , 𝑡2はそれぞれ放電開始および終了時刻[s]で，電流電圧波形及び高速度撮影画像から読み取った。𝐼, 𝐸はそれぞれ電流[A], 電圧[V]である。

Close_160W
Close_200W
Close_500W
Open_500W
Close_700W
Open_700W
Open_1150W
Close_1200W
Open_1200W

60
50
40
30

20
10
0
0

0.5

1

1.5

2

2.5

Equivalence ratio [-]Fig.3-9 Dependence of ignition
probability on the equivalence ratio.

20

0
-20

185
190
time since trigged (ms)

195

0.5

40

0.4
0.3

20
0
-20

200

1 ms

break

0.6

0.2

-60
180

0.7

Energy

60

-40
175

0.8
Power

3 ms

0.1
175

180

185
190
time since trigged (ms)

5 ms

195

200

0

4
3.5
3
2.5
2
1.5
1
0.5
0
-0.5

40

0
-20

Current

-40

248
250
time since trigged (ms)

make

7 ms

252

1 ms

Power

120

Energy

1
0.8

100
80

0.6

60

0.4
0.2

20

-60
246

1.2

140

40

Voltage244

6.5 ms160

20

Voltage (V)80

Voltage (V)

100

40

Current (A)60

Current (A)Voltage

Energy (J)Current

Power (W)

4
3
2
1
0
-1
-2
-3
-4
-5
-6

Voltage (V)Current (A)5.0 vol%, 抵抗性回路（定格消費電力 500 W）の場合，Fig.3-10(b)は R290 濃度 7.0 vol%, 抵抗性回路（定格消費電力 700 W）の場合である。
放電中の電圧と電流の積により求めた放電エネルギーはそれぞれ 17.8, 26.2 mJ で，いずれの場合も接点開離に伴う放電発光が視認できる時間は 5~8 ms 程度である。いずれも放電中はおおむね一定電圧を示すが，放電中の電力は放電時間に対して上に凸の曲線を描く傾向を示した。放電エネルギーは時間に対して単調に増加した。

0

254

0
244

246

248
250
time since trigged (ms)

252

254

2 ms

3 ms

4 ms

5.2 ms11.7 ms

16.7 ms

21.7 ms

26.7 ms

contact

7.2 ms

7.4 ms

9 ms

8 ms

7.5 ms

5.7 ms

10 ms

6.7 mscontact(a)5.0 vol% of R290, resistive circuit, 500 W(b)7.0 vol% of R290, resistive circuit, 700 W

Fig.3-10 Profiles of voltage and current at break-arc and sequence photos around electric contacts.

0.4

20

Current
Voltage

0.2

10
0

0
-0.2

-10
-2

break

0.6 ms-1

0
1
time since trigged (ms)

0.1 ms

0.7 ms2

5

Power
Energy

0
-5

3

-2

0.2 ms0.3 ms

0.8 ms

0.9 ms-1

0
1
time since trigged (ms)

0.4 ms2

3

0.5 ms

3.0 ms

6.5 mscontact

contact

100

0

80

-1

60

-2

40

-3

20

Current-4

Voltage

-5
-6

make

0.8 ms

-5

-4
-3
-2
time since trigged (ms)

0.1 ms

2.7 ms

70

0.14

60

0.12

50

0.1

40

0.08

30

0.06

20
10

Power

0

0

Energy

-20

-10
-6

0.2 ms0.3 ms

3.7 ms

0.02
0

0

-1

0.04

4.7 ms

-5

-4
-3
-2
time since trigged (ms)

0.4 ms

0.5 mscontact

contact

5.7 ms

6.7 mscontact(a)5.0 vol% of R290, inductive circuit (hair dryer), 1200 W (b)6.0 vol% of R290, resistive circuit, 500 W
Fig.3-11 Profiles of voltage and current at make-arc and sequence photos around electric contacts.
53

-1

0

Voltage (V)

0.6

10

1

Current (A)

30

0.056
0.055
0.054
0.053
0.052
0.051
0.05
0.049
0.048
0.047

15

Voltage (V)Current (A)

40

0.8

20

Energy (J)501Power (W)60

1.2

Voltage (V)1.4

Current (A)Fig.3-10(a)では，接点の開離に伴って放電発光が生じている。放電開始後 7.2 ms で，図中赤矢印で示すように，接点下方に火炎面が視認できる。この火炎面は時間経過とともに徐々に成長し，10 ms ではリレー全体を覆うように火炎が形成されているのが確認できる。7.2 ms の時点で確認できた火炎面の大きさから考えて，これ以前の時間にすでに火炎面が形成されていたと推測されるが，放電発光が強すぎて火炎面を視認できなかった。
Fig.3-10(b)では非常に特徴的な挙動が観察できる。放電後 1 ms で図中赤矢印で示すように橙色の火炎球が確認できる。橙色であることからこれは R290 の燃焼ではなく接点金属蒸気の燃焼に起因すると思われる。高
温のプラズマ柱は圧力が高いので，接点外へ火炎球が飛び出しているが，これにより接点からの熱損失を受けなくなるので火炎は持続的に成長できる。
Fig.3-11 は接点閉成時における放電（以下 make-arc と呼ぶ）の波形及び接点付近の高速度画像の一例である。
Fig.3-11(a)は R290 濃度 5.0 vol%，誘導性回路（ドライヤー，定格消費電力 1200 W）の場合（放電エネルギー
36.4 mJ），Fig.3-11(b)は R290 濃度 6.0 vol%，抵抗性回路（定格消費電力 500 W）の場合（放電エネルギー24.3mJ）である。接点閉成時は接点開離時に比較して①放電時間が 1 桁程度短い（およそ 0.5 ms），②接点がいったん接触しても，その反動で接点が開きアーク放電が再度生じる（バウンス）現象が生じるといった特徴がみられる。①については既往の研究でも報告されており，放電時間もほぼ同様である 3-42)。②についても一般によく知られている現象 3-44)であり，本実験で見られた現象は一般性のあるものと認められる。
Fig.3-11(a)では，接点が近づくことによってアークを生成したのち，0.4 ms 後には接点同士が接触して消弧しているが，接点下部に橙色の発光がみられる。0.7 ms でバウンスにより再度接点が開いてアークが生じ，0.9

ms で再度消弧するが，3.0 ms ではアーク放電がないにもかかわらず接点周りに青緑色の発光が確認できる。
6.5 ms ではこの発光領域が拡大しており，これが火炎であることが確認できる。
Fig.3-11(b)では，接点が近づいてアークを生成したのち 0.4 ms 後には消弧している。この時点では火炎状の発光は視認できないが，4.7 ms から接点を囲むように伝播する火炎球が確認できる。
Fig.3-12 は着火実験後のリレー接点の写真である。接点表面に溶融箇所が点在し，表面が荒れているのが確認できる。break-arc にせよ make-arc にせよ，アーク放電は接点間距離がある値に達したところで生じると考
えると，この接点表面の荒れは同じ電流電圧条件・回路要素条件・開閉速度条件であっても放電挙動が確率的に変動することを意味している。
Fig.3-13 は実験結果を定格消費電力と放電エネルギーの関係で整理したものである。赤矢印は着火したケースを表す。定格消費電力が大きくなるほど放電
エネルギーが大きくなり，着火件数も多くなっている。特に扇風機（定格消費電力 40 W）では一度も着火が認められなかった。
Fig.3-14 は放電エネルギーと当量比の関係である。赤矢印は着火したケースを表す。参考までに Lewis & Elbe による，容量性放電スパークを用いて測定された最小着火エネルギーの値 3-11)を併記してある。図中の青点線は各当量比において着火したケースのうち最小の放電エネルギーのプロットをつないだもFig.3-12
Photo of the electricのであり，Lewis & Elbe の最小着火エネルギーと同様に当量比に対しておcontact after conducting the ignition
よそ下に凸のカーブを描いている。ただし，着火時の放電エネルギーが最
test.
10000

Discharge energy at contact [mJ]

Discharge energy [mJ]

10000

1000

100
Vaccumcleaner10
Screw
driverDryer

1
Resistance
Fan

0.1
0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000 1100 1200 1300

Close_40W
Open_40W
Close_160W

1000

Close_200W

Open_200W

100

Close_500W
Open_500W

Close_700W

10

Open_700W
Open_1150W
Close_1200W

1

Open_1200W

Lewis&Elbe

0.1
0

Rated consumption power [W]

0.5

1

1.5

2

2.5

Equivalence ratio [-]Fig.3-13 Relationship between the discharged energy at theFig.3-14
Relationship between the discharged
gap of electric contact and the rated consumption power.
energy at the gap of electric contact and theequivalence ratio.
小となるのは当量比が 1.5 付近であり，Lewis & Elbe のデータよりも若干過濃側にシフトしている。また，本実験で得られた，着火したケースの最小エネルギーは Lewis & Elbe のそれに比べて 1 桁以上大きい。これらの現象が生じた理由については以下のように考えられる。
まず接点開離時の場合，Fig.3-15(a)に示すように，接点の開離開始に伴って接点間に予混合気が流入する．
この際，予混合気中の R290 と酸素では酸素のほうが空気に対する拡散係数が大きいために，接点における予混合気の局所的な組成は当初組成よりも燃料希薄側に寄る．一方，接点開離に伴ってアーク放電が生じ，これによって予混合気は高温の火炎核を形成して膨張する．よって，接点外の未燃気に対して火炎面が凸の曲率をもって接近してくるようになる．このとき，火炎面に対向する未燃気の流管が広がるので，火炎面に対して化
movable contact
movable contact

movable contact
arc

O2

C3H8

speciesheat
speciesheat
fixed contact

fixed contact

fixed contact(a) contact open(b) contact close

Fig.3-15 Schematic of moving behavior of electrical contact and ignition mechanism.
(a) contact opening (b) contact closing
54

250

250

(a)

R² = 0.9769

(b

200

150

Earc/Emin [-]Earc/Emin [-]200

y = 154.1x2 - 565.07x + 541.28

y = 196.66x2 - 712.8x + 662.78

100
50

R² = 0.969

)

150
100
50

0

0
0

0.5

1
1.5
Equivalence ratio [-]

2

2.5

0

0.5

1

1.5

2

2.5

Equivalence ratio [-]Fig.3-16 Dependence of a minimum arc discharge energy for ignition on equivalence ratio.
(a) data when contact is closing (b) minimum data of ignition energy in each equivalence ratio
学種の流入量が増加することになる．一方で火炎面からの熱は熱伝導で未燃気に伝わるが，その拡散速度が反応による発熱速度に比べて十分大きい場合は，検査体積内の熱収支は負となるので温度が上昇せず燃焼弱化
し消炎に至る．これを評価するためにルイス数 𝐿𝑒 = 𝑎⁄𝐷 （𝑎, 𝐷 はそれぞれ予混合気中の不足成分の熱拡散係数，物質拡散係数）を導入すると，R290/空気予混合気では燃料希薄組成の場合 𝐿𝑒 ≈ 1.8，過濃組成で𝐿𝑒 ≈ 0.9となる．すなわち，燃料希薄組成で燃焼弱化効果が顕著に現れ着火しにくくなるとともに，過濃組成では若干着火しやすくなる．これら 2 つの効果が合わさって，単位時間当たりの最小着火エネルギーをとる当量比が過濃側にシフトしたと推測される．一方閉成時の場合は，電磁力により接点同士が接近してきて，ある接点間隔
で放電柱が形成されこれにより火炎核が形成されるが，接点間隔が時間とともに狭くなり，最終的には火炎核
は接点同士に押しつぶされるようになる．この際はみ出てきた火炎核は圧縮効果によって，開離時や接点位置が固定されている場合などに比べて未燃気に対する火炎核の曲率が大きくなる．したがって上述の熱拡散速度と化学種拡散速度のつり合いの効果がさらに顕著になるので，単位時間当たりの最小着火エネルギーは容量放電時に比べてやはり過濃組成側にシフトする．一方で放電柱の体積は開閉時よりも小さい（時間経過とともに小さくなる）うえ，放電時間も短いので，着火確率は開離時に比べて小さい．これらのことから，アーク放電による着火性を評価するには接点閉成時の着火エネルギーを予測することが重要と思われるので，Fig.314(a)中の破線上のプロット（閉成時のデータ，これを𝐸𝑎𝑟𝑐 とする）を容量性放電の最小着火エネルギー（これを𝐸𝑚𝑖𝑛 とする）で除した値と当量比の関係をとると Fig.3-16(a)が得られる．𝐸𝑎𝑟𝑐 ⁄𝐸𝑚𝑖𝑛 の値は 1 つの 2 次関数で良好に近似できた．これを用いて，アーク放電における着火エネルギーを予測できる．ただし，当量比 0.7（3.0 vol%）では閉成時に着火が認められなかったので Fig.3-16(a)中にはプロットがないが，開離時には着火が認められている．そこで，参考までに開離・閉成を問わず着火した最小の放電エネルギーを用いてプロットすると Fig.3-16(b)を得た．この場合でも𝐸𝑎𝑟𝑐 ⁄𝐸𝑚𝑖𝑛 は当量比に対して 2 次関数で良好に近似できる．燃焼限界付近では燃焼速度が遅いので，放熱速度が発熱速度に比して無視できなくなることから，容量性放電でのエネ
ルギーに比べて接点でのアーク放電によるエネルギーは着火させるためには数十～数百倍程度大きな値を必要とすることを意味している．これは木下ら 3-9)の実験結果でも同等の倍率が示されている．
ところで，アーク放電の場合は一般に局所熱平衡プラズマによる着火となる 3-45)。よって，電子温度とガス
温度（分子温度）は局所的に一致する。このことは Fig.3-12 に示したように，リレー接点が溶融していることからも裏付けられる。この場合，着火はプラズマにより与えられた熱で火炎核が形成され，これが周囲への放熱に打ち勝って成長できるか否かにかかる（すなわち熱発火理論で支配される）。
アーク放電による着火性を調べた既往の報告 3-42)では，放電開始からある特性時間内に，形成された火炎核がある特定の直径以上に成長できれば持続的に火炎伝播し，そうでない場合は消炎するとされている。Uber ら3-42)は水素／空気予混合気の break-arc 時のこの特性時間と直径として，最小着火エネルギーと消炎距離の関係
𝑀𝐼𝐸
𝑑𝑞 ~√
0.07

(3-4)

55

10000(a)break-arc

40W-Fan-NoIG(b)make-arc

200W-IG

160W-Driver-IG
160W-Driver-NoIG

200W-NoIG

1000

500W-NoIG

100

700W-IG
700W-NoIG
1150W-VC-IG

10

200W-IG

100

500W-IG

Discharging Energy (mJ)

Discharging Energy (mJ)

1000

40W-Fan-NoIG

1200W-Dryer-IG
MIE

200W-NoIG
500W-IG
500W-NoIG
700W-IG

10700W-NoIG
1200W-Dryer-IG
1200W-Dryer-NoIG

MIE

1

1

0.1
0.001

0.01
0.1
1
Spark Duration (ms)Fig.3-17

0.1
0.001

10

0.01
0.1
1
Spark Duration (ms)10

Relationship between the discharging energy and spark duration.
Net Discharging Energy [mJ]100をもとに 200 μs, 500 μm を提示している。ただしClose_40W
Open_40W(3-4)式の MIE の単位は mJ，消炎距離 dq の単位はClose_160W
10mm であることに注意する。R290 の場合 MIE は
Close_200W
0.25 mJ3-11)であるとすれば，(3-4)式より dq=1.89
Open_200W
Close_500W
1mm を得る。したがって，R290 の場合は放電開始
Open_500W
後 200 μs までの間に火炎核直径が 1.89 mm 以上
MIE
Close_700W(Lewis & Elbe)0.1に成長できるか否かで着火が決まることになる。
Open_700W
Open_1150W
make-arc の場合は先述の通り放電時間が短い（100
Close_1200W～500 μs）ので，プラズマのエネルギー自体が相0.01
Open_1200W
0.0
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
当大きくなければ火炎核直径が 1.89 mm まで成長
Lewis&Elbe
Equivalence ratio [-]できないとみられる。一方 break-arc の場合は放電
Fig.3-18 Relationship between the net discharging energy and
時間が火炎核成長の特性時間に対して 1 桁程度長
the equivalence ratio.
いので， プラズマの持つエネルギー自体は着火エネルギーを十分に満たせると思われるが，単位時間当たりのエネルギーが小さければ接点への熱損失の影響を受けて火炎が成長できないので，これにより 200μs 内に 1.89 mm の火炎直径への成長を達成できない場
合は着火しない。そこで，実験データを放電時間と放電エネルギーの関係で整理したものが Fig.3-17 である。
Make-arc の場合も break-arc の場合も，放電時間が 200 μs 未満の場合は着火が認められない。このことは，火炎が持続的に成長するために必要な特性時間が，アーク放電による場合は上述の通り 200 μs 程度であることを裏付けている。ただし本実験では放電開始直後の火炎核の形成がはっきりと視認できなかった（特に makearc の場合は放電後しばらくしてから比較的広範囲の領域で火炎形成が確認できる，いわゆる体積着火に酷似した挙動を示した）ので，火炎核直径と放電時間の関係から着火の有無をこれ以上議論することは困難である。
Table 3-4
List of varieties of
ところで，Uber らによるとアーク放電による着火をプラズマから
materials of electric contact andの入熱と接点壁面への放熱との熱的バランスでシミュレーションしincendivity of sparks for ignition3-48).
た場合，入力された電気エネルギーのわずか 6 %程度しか火炎核形成に寄与しないことが報告されている 3-42)。そこで，電圧と電流を放電
時間で積分して求めたエネルギーにこの割合を乗じたエネルギー（正味の着火エネルギーと称する）と当量比の関係を示したものが Fig.318 である。 正味の着火エネルギーは Lewis & Elbe の最小着火エネル
ギーより若干大きいもののオーダー的にほぼ一致している。つまり，ある一定のエネルギーが供給されて，一定の時間内に火炎核が一定の直径に至ることができれば火炎が持続的に伝播可能になることは放電の種類によらない現象であり，放電エネルギーが火炎核の形成に使われる割合が変化するために，着火のためにもともと供給すべきエネルギーが大きくなる。したがってアーク放電の場合，接点両端の電流電圧波形から求まる電力波形を放電時間で積分して求めたエネルギー値の 6 %とMIE を比較することによって，着火の有無を判定することが可能である。ただし，Uber らは MIE の値自体が56

Energy per discharging durartion [W]

着火確率にして 10-3 程度であることに注意を要すると述べている。これは先に述べた，接点の摩耗による放電
再現性の低下などが関与していると思われる。
その他，アーク放電の挙動に対しては①接点材質，②回路要素，③接点開閉速度の影響が予想される。まず接点材質については，Table 3-4 に示すように融点及び抵抗率に応じた着火性への影響がまとめられている。本1000
実験で使用した接点材質は銀であるから最も着火性の低い接点であったので，その他の接点材質の場
IGNITABLE
合は本実験の結果よりも厳しめの評価をする必要100がある。特に，融点の低い金属では着火性が高まる
Dryer
ことに注意を要する。回路要素については組み合わVaccumcleaner
10
せにより影響が異なるが，一般に誘導性負荷を用い
Screw
Resistancedriver
ると接点開閉時（特に接点閉時）に誘導起電力を生Fan
じて電圧が上昇するので，瞬間的に大きな放電を発1
0100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300
する可能性がある。特に 95 mH 以上のインダクタ
Rated consumption power [W]
ンスを有する場合，インダクタンスの増加に伴ってFig.3-19 Relationship between the power of discharge at
最小アーク電流が低下する（すなわちアーク放電がthe gap of electric contact and rated consumption power.
生じやすくなる）。また，インダクタンスが高い場
20W

160W

合は高速で開閉すると着火性が上がり，逆に低い場合は低速で開閉すると着火性が上がる 3-47), 3-48)。アーク放電では回路の電気容量が大きくなると着火に至る電圧が低下する傾向があるが，エネルギーは高くなる傾向がある 3-48)。
以上，電気接点でのアーク放電による着火性の評価手法及びそれに及ぼす各種影響についてまとめた。なお，
実務的には定格消費電力と接点での放電電力の関係で評価できたほうが使用しやすいと考えられるので，Fig.3-19 にそれをまとめた。これにより，定格消費電力 160 W 以上では 20 W 程度の出力の放電が接点で生じるような場合に着火の可能性があることが分かる。

3.6

電気系着火源の着火性評価その 3：照明スイッチ接点でのアーク放電による着火性

3.6.1 研究の概要
ここでは家庭用空調機器使用時の着火シナリオの 1 つとして，室内に冷媒（R290）が漏洩しプロパン／空気
予混合気を形成した場合に，照明スイッチを押下することで生じる接点火花での着火性を考える。各種スイッチでの着火性評価については前節で述べたように文献 3-3)に研究例があるが，そこにも記載があるようにスイッチの構造や形状によって着火性が異なる。そこで 2018 年現在で，我が国のトップシェアを誇る照明スイッチを用いて再現実験を実施し，着火性を評価することにした。合わせて，着火性評価手法の世界標準化を念頭に，海外規格の照明スイッチも評価対象とした。まず，着火源と想定される接点付近で可燃組成のプロパン／
空気予混合気が形成されるか否かを確認するために，試験空間内及び接点が格納されたケーシング（以下，“接点ケーシング”）内のプロパン濃度を計測した（実験 A）。この結果を踏まえて，試験空間内に可燃組成のプロ
パン／空気予混合気を導入してスイッチを動作し，接点周囲の放電及び着火挙動を視覚的に観察するとともに，電流電圧波形の観測結果から放電エネルギーを求めて，着火の有無との関係を定量的に検討した（実験 B）。
3.6.2 実験の概要(1) 実験 A（濃度計測実験）
一辺 1 m の立方体形状のアクリル製プールを製作し，プール中央で 0 H, 1/4 H, 1/2 H, 3/4 H, H（底面からの高さ 0, 250, 500, 750, 1000 mm に相当。H はプール高さ）の位置に銅管（外径 1/4 インチ＝6.35 mmφ，内径 4.0mmφ）を取り付けて雰囲気ガスを吸引し超音波式濃度計（第一熱研製 US-II-T-S）に導入して濃度を計測し，濃度分布図を取得した（Fig.3-20(a)）
。R290 漏洩高さは 0, 1/10 H, 3/10 H, 1/2 H, H の 5 段階に設定し，漏洩速度はいずれも 10 g/min で統一した。漏洩量は 41 g および 87 g とした。これは全量がプール内に漏洩して均一拡散した場合に，プール内の R290 濃度が燃焼下限界（LFL: 2.1 vol%）及び燃焼上限界（UFL: 9.5 vol%）となる量に相当する。まずこの測定にてプール内の濃度分布を得たのち，プール内の R290/空気予混合気が接点ケーシング内に流入するか否かを調べるために，スイッチボックス及び接点ケーシングをプール壁面に取り付けて，それぞれの内部の R290 濃度を同じく超音波式濃度計にて計測した（Fig.3-20(b)）。スイッチの設置位置は
3/4 H, 1/2 H, 1/4 H の 3 地点である。
57

Gas supply lines
Gas analyzing line
Electrical cable

Experiment room

Controlroom

Pool wall
Suction tube（φ4mm）

PC

121

CO2

Switch box

Logger
Gas analyzers
1010

Casing222.2542505

787.7510(b) Schematic diagram of cross-sectionof switch box, casing, and pool wall
(unit: mm)

1000

Switch box containing a casing(a) Outline of experimental setup (unit: mm)
Fig.3-20 Schematic of experimental setup to measure propane flow to the casing containing
electrical contacts and the switch box(2) 実験 B（着火実験）(ii-1)実験 B-1（AC 100 V 着火実験）
Fig.3-21 に示すように，アクリル製のスイッチボ
ックスにスイッチ筐体を取り付けたユニット内部
SwitchSwitch boxに所定濃度の R290/空気予混合気を導入し，接点をJig動作させて放電を生じさせ，着火の有無を調べた。
R290 導入量は 12 mL 及び 21 mL であり，それぞれボックス内が燃焼下限界および化学量論組成となる量である。回路負荷は白熱電球（60 W），スイッ
Slider with electric actuator
チは Type B のみを使用した。放電による着火の様Lamp
子は，接点ケーシング下部にあけた観察用の穴を通して高速度カメラにより撮影した。放電エネルギー
Fig.3-21 Photo of setup for the ignition test of R290/airの算出は式(3-3)によった。
mixture by a wall-mounted switch for lighting.
(ii-2)実験 B-2（AC 230 V 着火実験）
厚さ 10 mm のアクリル板で内容積 150 mm×150
mm×150 mm のプールを製作し，これを燃焼容器とした。容器上面はアルミホイルで封じており，燃焼時にはこれが破れて圧力を放散するようになっている。プール内には小型のファンを設置して予混合気の攪拌に用いた。B-1 と同様に接点間に R290 を流入するために，接点ケーシングに開口部を設け，高速度カメラにより接点ケーシング内の挙動を撮影した。燃焼容器内の R290 濃度は量論組成（4 vol%）とした。回路負荷は 100
W 白熱電球および Hf 蛍光灯（32 W）とし，印加電圧は 230 V とした。
3.6.3 結果及び考察(1) 接点ケーシング内への可燃性予混合気の流入
Fig.3-22 に実験 A で計測した 1m3 プール内の濃度分布と接点ケーシング及びスイッチボックス内の R290 濃
度の計測結果を示す。Type A, Type B ともに，1/2H (500 mm)および 1/4H(250 mm)の高さに設置されたスイッチの接点ケーシング内への，可燃組成となる R290／空気予混合気の流入が認められた。R290 は筐体プレートの隙間からスイッチボックス内に流入し，接点ケーシングにある穴を通して接点近傍へ流入したと推測される。
(2) 着火実験
以上を踏まえ着火実験を実施したが，各濃度条件において 60 回（AC100 V 実験：実験 B-1）及び 200 回（AC230 V 実験：実験 B-2）のスイッチ動作の繰り返しのうち，着火が認められたケースは一度もなかった。
放電時の様子を撮影した高速度カメラ映像から発光部の距離を読み取ると，おおむね 0.1-0.4 mm 程度であっ

58

3.7

1000
900
800
700
600
500
400
300
200
100
0

Flammable range

1000
900
800
700
600
500
400
300
200
100
0

Flammable range(b)

Height (m)(a)

Height (m)た。これはプロパンの消炎距離（1.7 mm3-49））に対して，1/10-1/4 程
度の値である。接点の径は約 2.0 mm 程度
で，これも接点間距離に対して 1 桁大きい。
これらのことから本実験で着火が認められなかった原因は，放電により形成された
火炎核の大きさが消炎距離よりも大きい
ために接点との接触によって熱損失を受け，持続可能な火炎に成長できなかったためと考えられる。

0.0

2.0 4.0 6.0 8.0 10.0 12.0
Propane Concentrtaion (vol%)Concentration distribution (Pool)switch box (type A)
switch box (type B)

0.0 2.0 4.0 6.0 8.0 10.0 12.0
Propane Concentrtaion (vol%)casing (type A)
casing (type B)

Fig.3-22 Vertical distribution of R290 concentration in the pool and penetration of
R290/air mixture in the casing containing an electrical contact. (a) leak height: 1000mm(H), (b) leak height: 0 mm (H=0)

電気系着火源の着火性評価その 4：コンセント抜き挿しでのアーク放電による着火性

3.7.1 研究の概要
前節までで述べたように，最小着火エネルギーは容量性放電を用いた比較的短時間でエネルギー放出を完了する形態の放電を用いて測定されているので，異種放電形態の着火性評価にそのまま適用できるとは限らない。したがって，3.3.2 節で抽出した各種電気系着火源の着火性を詳細評価するには，ケーススタディ的な実験が必要になる。そこで，ここでは家電製品のコンセントの抜き挿し時に生じるスパーク発生を再現した実験により，着火性を評価することとした。
3.7.2 実験の概要(1) AC100 V 製品（コンセントタイプ A）対応実験
Fig.3-23 に示すように，上面をアルミホイルで封じた一辺 150 mm の容器内に，Fig.3-24 に示す市販の A タ
イプコンセントを鉛直に取り付けた模型を作成した。コンセント筐体内部とプラグ挿入口との間に仕切りはないので，挿入口からガスが進入した場合，筐体内部全体に拡散・滞留する構造である。①電源プラグの抜き挿しを 200 回繰り返した場合（実験①）と，②コンセントの引き抜き動作のみを 100 回繰り返した場合（実験②）の 2 パターンの実験を実施した。実験①では，容器内に導入したプロパンは着火が認められるたびに交換するものとし，実験②では着火の有無にかかわらず毎回交換することとした。いずれの実験でも，最も厳しい評価をするために，プロパン／空気予混合気においては最小着火エネルギーを示すとされる当量比 1.31（プロパン濃度 5.18 vol%）の組成を対象とした。電源プラグ両端の電圧と回路電流をそれぞれプローブで測定し，Flow meter
Aluminum foil

Propanecylinder7.2

depth：7.50 mm
2.4

AC100 V
150

Electric load

socket150

plug

Trigger

Highspeed
camera Signal

conditioner

2.4
9.1

Chart
RecorderFig.3-23 Photo of setup for the ignition test of
propane/air mixture by plugging or unplugging thepower cable of the general electric appliances.
59

Fig.3-24 Photo of the electrical socket.

式(3-3)で放電エネルギー𝐸𝑑 を求めた。
Table 3-6 List of specification of test devices.
回路負荷は Table 3-6 に示す仕様の市販の家電製品（ドラType ofConsumption
Type of Electrical Load
イヤー・電動ドライバー・掃除機）である。
relay
Power (W)
(2) AC 230 V 製品（SE タイプ）対応実験
840
HIGH
440
Type A MIDDLE
Fig.3-25 に通常の状態（左）と，カバー部分を最大限カッ40
LOW
Inductive &Hair dryer
トした状態（右：こちらを着火実験で使用）のコンセント
1050
HIGH
ResistanceType B MIDDLE
1000
筐体の写真を示す。これを Fig.3-26 に示すように一辺 200 Type 1
LOW
700
Type A
130
Capacitive & Screwdrivermm のポリカーボネート板製燃焼容器に取り付けた模型をType B
210
Resistance製作した。燃焼容器上部は(a)同様にアルミホイルで封じてResistanceElectric bulb
50ある。本実験でもコンセント筐体内部と外部は筒抜けで， Type 2 Inductive & Hair dryer Type A HIGH
840
Resistance
気体は自由に移動できる。容器内の当量比は 1（プロパン
濃度 4 vol%）とした。50Ω および 300 Ω の抵抗負荷を用い，印加電圧は 230 V とし，プラグ両端電圧と回路電流をプローブで計測した。プラグの抜き挿し速度はフォースゲージにかかる荷重に比例しており，その値からおよそ 2 パターン（slow, quick）に分類した。プラグの抜き挿し繰り返し回数は 50 回とし，放電エネルギー𝐸𝑑
は式(3-13)により求めた。
oscilloscope

200 mmvariable resistor

beforeafter

Power supply
devicecircuitbreaker

Aluminum foil
socketprobe

200 mmplug

current monitor

polycarbonate poolFig. 3-25 Photo of electricalplug socket (SE type)Fig. 3-26 Photo of setup for the ignition test of propane/air
mixture by plugging or unplugging the power cable.

Ignition probability [%]3.7.3 結果及び考察(1) AC100V 製品対応実験
いずれの負荷を使用した場合も，実験②では着火が 1 度も認められ10なかった。Fig.3-27 に示すように，着火確率は概ね消費電力が大きく8なるにしたがって上昇する傾向が認められた。Fig.3-28 はドライヤー
6
TypeB を負荷とした場合のコンセント周囲のカラー高速度写真で，図中の t は放電とみられる発光が生じてからの経過時間を表しており，
4
図中白枠はコンセント筐体の外縁部を示している。上段，下段とも負2荷や当量比は同じ条件である。上段の写真では，t = 20 ms でコンセン
0
ト筐体のプラグ挿入口から火炎が噴き出始め，t = 30 ms では噴き出た
0 200 400 600 800 1000 1200 1400
火炎が容器内へ拡大伝播している様子が見られる。下段の写真ではコ
Comsumption Power [W]
ンセント筐体内部からの噴出挙動がやや不鮮明であるが t = 70 ms でHair dryer, TypeA, HighHair dryer, TypeA, Middle
Hair dryer, TypeB, HighHair dryer, TypeB, Middle
確認でき，t = 100 ms では上段の t = 40 ms とほぼ同等の領域まで噴出
Screwdriver, TypeA
Screwdriver, TypeB
Vacuum cleaner, TypeA
Vacuum cleaner, TypeB
火炎が拡大伝播している様子が観察できる。これらの実験結果や，コンセントのプラグ挿入口の隙間が約 2.4 mm で，プロパンの消炎距離
Fig.3-27 Dependence of the ignition（1.7 mm3-49））よりも広いことなどからこの現象の着火機構を考えて
probability by plugging/unplugging on
みる。まず抜き挿し動作（特に挿し込み動作）により，容器内のプロ
the consumption power.
パン／空気予混合気がコンセント筐体内へ連行される。何度かの抜き挿しの繰り返しによってコンセント筐体内部のプロパン／空気予混合気が可燃組成となったところで，抜き60

挿しによる放電エネルギーを受けて筐体内部で着火する。プラグ挿入口が消炎距離より狭いので火炎はプラグ挿入口を通り抜けて容器内へ噴出し，その火炎の熱で容器内の未燃プロパン／空気予混合気へ伝播したと考えられる。したがって本実験系では，コンセント抜き差し時の放電エネルギーがほぼ純粋に着火の成否を決めると推測されるので，負荷の消費電力に依存して着火性が大きくなるものと思われる。
(2) AC 230 V 製品対応実験
Fig.3-29 にプラグ抜き挿し時のコンセント周囲の様子を撮影した写真を示す。負荷 300 Ω，急速引き抜き時（Fig.3-29(a)），負荷 50 Ω，急速及び低速引き抜き時（Fig.3-29(b), (c)）ではそれぞれ，コンセント筐体内部で発光が認められたが，コンセント周囲の未燃プロパン／空気予混合気への爆発的な火炎伝播は認められなかった。ただし Fig.3-29(b), (c)では，(a)に比べて発光領域が大きく，黄色がかった発光が認められる。いずれも50 Ω の場合に見られて 300 Ω の場合に認められていないことから，回路電流が大きい場合に確認される現象である。燃焼に起因する可能性も否定はできないが，その後未燃混合気に伝播していないことから，この発光は接点金属のヒュームである可能性が最も高い。

Fig.3-28 Sequence photos of ignition of accumulated R290/air mixture by unplugging of power cablefrom a socket.

3.8

熱系着火源の着火性評価

3.8.1 高温熱面による着火性の評価手法
予混合気に高温の固体が接触して起きる着火は，電気系着火と異なり反応開始の極めて直前まで，予混合気中に励起化学種が存在しない。したがって着火は純粋に，対象とする予混合気検査体積への熱流入速度（及び発熱速度）と検査体積から対流，分子伝導，輻射等により損失される速度（放熱速度）のつり合いによって決まる。これは理論的には Semenov の理論や Frank-Kamenetskii の理論として確立されている。詳細は文献 3-50)3-57)に譲るが，ここでは Semenov 理論について簡単に説明する。いま燃料と酸化剤が反応して生成物ができる
反応系を考え，反応系の体積を V [m3]，体積当たりの発熱量を Q [J/m3]とする。反応速度がいわゆる Arrhenius
型の反応速度式で記述できるとすれば，単位時間当たり発熱速度 q1[W]は次式で与えられる。
(a)no ignition

(b)

(c)

Ignition

IgnitionFig.3-29 Photo of test space around an electrical socket and plug.
(a) 300 − OFF-quick, (b) 50 − OFF-quick, (c) 50 − OFF-slow

61

𝐸
)
(3-5)
𝑅0 𝑇
ここで B は前指数因子[1/(s(mol/m3)n)]で，分子あるいはラジカルの衝突頻度に相当する。C [mol/m3]は反応物
質のモル濃度，E [J/mol]は活性化エネルギー，R0 [J/(mol･K)]は一般ガス定数，T [K]は温度，n は反応次数である。つまり(3-5)式は，反応による発熱速度 q1 は温度に対し指数関数的に増加することを示している。
一方反応系と外界との間で温度差があれば，当然熱移動が生じる。その放熱速度 q2 [W]はニュートンの冷却則に支配され，
𝑞1 = 𝑄𝑉𝐶 𝑛 𝐵exp (−(3-6)

𝑞2 = ℎ𝑆(𝑇 − 𝑇𝑒 )で与えられる。ここに h [W/(m2･K)]は熱伝達率，S [m2]は伝熱面積，Te [K]は外気温度である。
Fig.3-30 は 𝑞1 , 𝑞2 と温度 𝑇 の関係を示した模式グラフである。式(3-6)の形から，グラフの 𝑇 切片（ 𝑞2 = 0 となる座標）は外気温度 𝑇𝑒 に同値である。いま 𝑞1 と 𝑞2 が温度 𝑇𝑃 の点 P で接するとき， 𝑇𝑃 より低い温度領域（図中①，②）では 𝑞1 > 𝑞2 であるから温度が上昇し， 𝑇𝑃 で 𝑞1 = 𝑞2 となってつりあう。一方，何らかの外部加熱などにより，反応系の温度が 𝑇𝑃 からわずかに上昇した場合（図中③～⑤），やはり 𝑞1 > 𝑞2 となるので，反応系の温度は今度は 𝑇𝑃 から際限なく上昇することになる（つまり，着火する）。したがって 𝑇𝑃 が発火温度を示すことになる。外気温度 𝑇𝑒 が上昇すれば，図中の 𝑞2 の直線は右にシフトするので 𝑞1 > 𝑞2 の条件が広範囲で達成されやすくなるから，これは着火しやすくなることを意味するし，熱伝達率 ℎ が何らかの理由で低下した場合は， 𝑇𝑒 が一定であっても 𝑞2 の傾きが小さくなるのでやはり 𝑞1 > 𝑞2 が達成される温度領域が拡大することになり，着火しやすくなることを意味する。

② ①

①②

③④ ⑤

Fig.3-30 Relationship between heat generation
rate and heat loss rate3-52).

Fig.3-31 Schematic of physical means of double
sign of ignition temperature in Eq.(3.5)3-52).

さてここで，点 P では 𝑞1 = 𝑞2 かつ d𝑞1 ⁄d𝑇 = d𝑞2 ⁄d𝑇 が成立する。すなわち𝐸
𝑄𝑉𝐶 𝑛 exp (−) = ℎ𝑆(𝑇 − 𝑇𝑒 )
𝑅0 𝑇
𝐸
𝐸
(
) 𝑄𝑉𝐶 𝑛 exp (−) = ℎ𝑆2
𝑅0 𝑇
𝑅0 𝑇
これより 𝑇𝑃 は以下のように求まる。
𝑇𝑃 =

𝐸
𝐸
4𝑅 𝑇
√1 − 0 𝑒±
2𝑅0 2𝑅0
𝐸

(3-7)
(3-8)

(3-9)

実は Fig.3-30 は現実的な温度範囲での q1 と q2 のふるまいを示したにすぎず，より広い温度範囲において式(3-5)の概形を描くと Fig.3-31 に示すような S 字カーブを描く。つまり，𝑞1 = 𝑞2 を達成する温度 T は 2 つ存在
し，これは式(3-9)が述べていることに一致する。このとき，着火温度はより低い側の温度になることが Fig.331 より自明であるから，TP は式(3-9)のうち負号のほうをとる。根号内をテイラー展開して整理すると，発火時点での反応系の温度と外気の温度の差 ΔT は以下のようにあらわせる。
𝑇𝑒 2(3-10)∆𝑇 = 𝑇𝑃 − 𝑇𝑒 ≅
𝐸 ⁄𝑅0
62

試みに，プロパン／空気予混合気の活性化エネルギーとして E = 143 kJ/mol3-58),
R0 = 8.314 mol, Te = 300 K として(3-10)から ΔT を計算すると，5.2 K となる。つまり，外気温度が 300 K の場合に，反応系の温度が 5 K 程度上昇した場合は発火に至るということになる。ただしここで注意を要するのは，「外気温度が 305.2 K に達すると発火するわけではない」ということである。つまり，外気温度が準静的に 300 K に保たれ，ほかになんのエネル
Fig.3-33 Experimental apparatus
ギーのやり取りもない場合に，反応系がof hot surface ignition temperature
Fig.3-32
Experimental
自発的に反応してもし 5.2 K を超える温designated by IEC 60335-2-403-60).
apparatus of autoignition
度上昇がみられた場合は，その後発熱速temperature designated by
度を放熱速度が上回ることができなく
ASTM E6593-59).
なり発火するという意味である。一般に
自動発火温度（Auto-Ignition-Temperature,AIT）は着火性評価によく用いられる指標であり，ASTM E6593-59)で試験方法が明確に定義されているように，
周囲をアルミ箔で覆った 500 cm3 のフラスコをるつぼに入れ，るつぼの温度をゆっくり上昇させて着火に至る
瞬間のるつぼ及びフラスコ内の温度を測定するものである（Fig.3-32）。加熱時間は 10 分となっている。この温度は反応系が断熱的かつ準静的に加熱される環境下での発火温度を示すので，シナリオベースのリスク評
価で対象となる問題に対して過大に危険側の評価結果を与える。例えばたばこなどの高温熱面に予混合気が衝突した場合の実際の発火温度は AIT よりも非常に高い値となる。このような場合の試験法としては IEC
60335-2-403-60)に規定されるホットプレート試験がある。これは Fig.3-33 に示すように，直径 50 mm，厚さ 6mm で上面以外がセラミックファイバーで断熱されたステンレス製のヒーターを所定温度に熱し，鉛直上方か
ら対象ガスを吹き付けて着火の有無を見るものである。この方法は上述のようなたばこによる予混合気着火性評価に対して，AIT 試験よりも実際に即した試験法である一方で，熱面着火の臨界条件は熱面寸法の影響を受ける 3-61)（熱面寸法が小さいと着火温度が上昇する）とされており，やはり過大に危険側の評価を与える恐れがある。
3.8.2 モデル熱面を用いた予混合よどみ流の着火臨界条件に関する実験(1) 実験装置及び方法

(a)

(b)

Fig.3-34 Photos of closed-loop-shape combustion chamber and heaters employed for ignition experiment.
管路断面が 40 mm×40 mm の正方形で，一辺の長さが 300 mm である SUS316 製循環型の燃焼容器（Fig.334(a)）内に R290/空気予混合気を導入し，流れに鉛直に設置したセラミックヒーターに衝突させる実験を行った。容器内にはブラシレスモータ（オリエンタルモーター，BMU260-A2）に取り付けられたプロペラがあり，これを回転数を制御しつつ動作させることで予混合気流速を制御できる仕様である。流速は Fig.334(a)に示す位置に挿入したピトー管（Test, Model 480）により計測している。熱面は Fig.3-34(b)に示す正方形のセラミックヒーター2 種類（坂口電熱，MS-1000R: 25 mm 角，MS-1000-10: 10 mm 角）を使用した。2563

mm 角のヒーターは R 熱電対が内蔵されており，これにより熱面温度を計測した。10 mm 角ヒーターでは保護管径 1.0 mm のシース型 K 熱電対を耐熱接着剤で熱面表面に貼り付けて，温度を計測した。ヒーター
は予混合気の流れ方向に相対するよう，容器上面のポートに取り付けた継手部にエポキシ樹脂接着剤で固定した。ヒーターは交流安定化電源（菊水電子，PCR500LE）に接続し，0.1 V 単位での供給電圧制御が可能である。容器には圧力トランスミッタ（長野計器，KH15-L34）を取り付け，その応答から着火の有無を判定した。熱面周囲の着火挙動はシャドウグラフ法により撮影した。
対 象 と し た 予 混 合 気 は R290/ 空 気 予 混 合 気 と ， 予 混 合 気 の 熱 物 性 が 及 ぼ す 影 響 を 見 る た め に
R290/O2/N2/Ar 予混合気の 2 種類である。R290 濃度は空気中での燃焼範囲（2.1-9.5 vol%）の中で変化させた。不活性ガスの組成は Ar : N2 = 1 : 2, 1 : 3, 1 : 5 とした。なお R290/O2/N2/Ar 予混合気中では，R290 濃度や不活性ガス組成によらず O2 濃度は 21 vol%で一定としている。流速は 0.0 - 4.0 m/s の間で変化させた。
1 つの実験条件において，AIT 試験方法 3-59)に倣い加熱時間を最大 10 分とし，この間に着火が見られなかった場合は不着火と判定した。1 つの流速・当量比の組み合わせにおいて，供給電圧 1 条件ごとに 10 回着火実験を繰り返し，1 度でも着火が見られた場合は，その流速・当量比・供給電圧の組み合わせについては着火と判定した。
(2) 実験結果
Fig.3-35 は R290/空気予混合気を 25 mm 角及び 10 mm 角ヒーターに衝突させた場合の，ヒーターへの単̅ ）の関係を示したものである（変数上のバ
位面積当たり供給パワー（𝑃̅⁄𝐴̅）と着火までに要した時間（𝑡𝑖𝑔ーは有次元の値であることを示す）。Fig.3-36 は R290/O2/N2/Ar 予混合気のものである。これらより以下の事項が読み取れる。
700

0.0 m/s-φ
0.0 m/s-φ
0.0 m/s-φ
0.0 m/s-φ
0.5 m/s-φ
0.5 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
2.0 m/s-φ
2.0 m/s-φ
2.0 m/s-φ

25 mm

600

500
400
300
200
100

-25mm
36-25mm
-10mm
-10mm
-10mm
-10mm
3 -25mm-10mm
99-10mm79-10mm-25mm
99-25mm-25mm

0.0 m/s-φ
0.0 m/s-φ
0.0 m/s-φ
0.0 m/s-φ
0.5 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
1.0 m/s-φ
2.0 m/s-φ
2.0 m/s-φ
2.0 m/s-φ

3 -25mm-25mm
99-10mm
8 -10mm99-10mm-25mm
36-25mm74-10mm-10mm
93-10mm89-25mm
3 -25mm
-25mm

0

0

20

40

60

80

100

120

Fig.3-35 Comparison of the relationship between the ignition time and the supplied power per area for R290/air
mixtures of various compositions.
700
1.0 m/s

600

0.0 m/s-φ

2.0 m/s

500

-25mm

0.0 m/s-φ 3 -25mm

0.0 m/s-φ 36-25mm

0.0 m/s-φ

1.0 m/s-φ

1.0 m/s-φ 3 -25mm

-25mm

-25mm

1.0 m/s-φ 36-25mm

2.0 m/s-φ

2.0 m/s-φ 89-25mm

2.0 m/s-φ 99-25mm

2.0 m/s-φ 36-25mm

2.0 m/s-φ-25mm

2.0 m/s-φ-25mm

0.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:3

1.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:3

0.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:3

1.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:3

1.0 m/s-φ 36-25mm-Ar:N2=1:3

0.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:2

1.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:2

100

0.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:2

1.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:2

1.0 m/s-φ 36-25mm-Ar:N2=1:2

1.0 m/s-φ

4-25mm-Ar:N2=1:50

1.0 m/s-φ

1.0 m/s-φ 36-25mm-Ar:N2=1:5

400
300
200

40

60

80

100

4-25mm-Ar:N2=1:5

-25mm

120

Fig.3-36 Comparison of the relationship between the ignition time and the supplied power per area for
R290/O2/N2/Ar mixtures of various compositions.
64̅ は予混合気流速や R290 濃度にあまり依存しなくな① 比較的大きな𝑃̅⁄𝐴̅（約 75 kW/m2）を与えると，𝑡𝑖𝑔る傾向を示した。
̅ は流速に応じて異なる値をとるようになり，主に流速が大きいほど，同② 𝑃̅⁄𝐴̅を低下させていくと，𝑡𝑖𝑔̅ が長くなる傾向を示した。最終的には𝑡𝑖𝑔
̅ が無限大に発散する（すなわち，着火しなじ𝑃̅⁄𝐴̅に対して𝑡𝑖𝑔くなる）𝑃̅⁄𝐴̅の値（これを(𝑃̅⁄𝐴̅)minと表記する）が存在し，(𝑃̅⁄𝐴̅)minは流速に依存して増加する傾向を確認した。つまり，流速が大きいほど着火のためには強い供給パワーを必要とする。
̅ の関係に対して，R290 濃度が及ぼす影響は R290/空気予混合気の場合も，R290/O2/N2/Ar 予③ 𝑃̅⁄𝐴̅ − 𝑡𝑖𝑔
混合気の場合も，ほとんどないとみてよい。R290/O2/N2/Ar 予混合気において，不活性ガスの組成の影響もほぼないとみなせる。
Fig.3-37 は R290/空気予混合気における着火時の熱面周囲の挙動を高速度撮影したシャドウグラフ写真である。これらからは以下の事項が読み取れる。
① 予混合気が流動していない場合（Fig.3-37(a)），熱面上端部で着火し，これが周囲へ伝播した。
② 予混合気が流動している場合（Fig.3-37(b)），熱面上端あるいは下端で着火が認められるが，いずれも熱面の背面側の端部から着火した。

ignition

234 μs after

ignition

234 μs after

468 μs after

702 μs after

468 μs after

702 μs after(b) Supplied voltage: 80 V, 𝑢̅𝑓 = 1.0 m/s, 𝜙 = 0.99(a) Supplied voltage: 80 V, 𝑢̅𝑓 = 0.0 m/s, 𝜙 = 0.99

Fig.3-37 Visible behavior of ignition and flame propagation for C3H8/air mixture with different forced flow velocities.
The yellow arrows indicate the flame front.
(3) 考察まず単純化して考えるために，本実験の系を Fig.338 に示すような 1 次元よどみ流で仮定する（この場
合，熱面は流れに垂直な方向（図中 y 方向）に対しては無限に長いとして扱われる）。浮力は強制流がもつ慣性力に対して十分小さく，反応は流れに影響を及ぼさないとして，渦なし流れであるポテンシャル流を仮定する。このとき，速度ベクトル (𝑢̅, 𝑣̅ ) は伸縮ひずみ速Hot surface
度 𝑎̅ を用いて，𝑎̅ = (−𝑎̅𝑥̅ , 𝑎̅𝑦̅) と書ける。着火する瞬間
Fig.3-38 Schematic diagram of a stagnation flowの，熱面から未燃気への熱流束（臨界着火熱流束と呼impinging to a heated surface assuming oneぶことにする）を𝑞̅𝑤_𝑐 と書くことにすれば，𝑞̅𝑤_𝑐 は式
dimensional potential flow.
(3-10)により定まると予想される。
̅ , Δ𝑇̅, 𝑠̅ , 𝑎̅)𝑞̅𝑤_𝑐 = 𝑓1 (𝜌̅ , 𝑐̅, 𝜆̅, 𝐷(3-10)
̅ [m2/s]は拡散係数，Δ𝑇̅ [K]は初
ここで𝜌̅ [kg/m3]は密度，𝑐̅ [J/(kg･K)]は比熱，𝜆̅ [W/(m･K)]は熱伝導率，𝐷期温度からの温度上昇，𝑠̅ [m/s]は燃焼速度である。一方，熱面から未燃予混合気へ伝わる熱流束（着火の臨界状態に限定しない）を𝑞̅𝑤 としたとき，熱面におけるエネルギーバランスは𝑃̅ 𝐶̅ 𝑑𝑇̅
(3-11)
𝑞̅𝑤 = −𝐴̅ 𝐴̅ 𝑑𝑡̅65と書ける。ただし 𝐶̅ [J/K]は熱面の熱容量，𝑡̅ [s]は時間を表す。着火の臨界状態では熱面温度はほぼ一定とみなせるから，式(3-12)において，𝑑𝑇̅⁄𝑑𝑡̅ ≈ 0とすると𝑞̅𝑤 ≈ 𝑃̅⁄𝐴̅とみなせる。さて，式(3-10)をバッキンガ
ムの π 定理を用いて無次元化すると
𝑞̅𝑤_𝑐
𝜆̅ 𝜌̅ 𝑐̅𝑠̅ 2=
𝑓((3-12)2
̅ , 𝑎̅𝜆̅ )𝜌̅ 𝑐̅𝑠̅∆𝑇̅𝜌̅ 𝑐̅𝐷̅ の比（ルイス数：となる。左辺は𝑞̅𝑤_𝑐 を無次元化したもので，右辺第 1 項は熱拡散率 𝜆̅⁄(𝜌̅ 𝑐̅) と拡散係数𝐷Le），右辺第 2 項は反応帯での化学種滞留の特性時間と化学反応の特性時間の比で，ダムケラー数（Da）と呼ばれる。ここでは予混合気の着火の臨界条件を考えているので，もともと R290 と酸化剤とが均一混合されており着火の直前までは燃焼反応が活発ではないと考えると，予混合気中の濃度勾配は小さいとみられるのでルイス数の効果は小さいと考えられる。そこで，右辺第 1 項は 1 とみなして，実験によって得られた(𝑃̅⁄𝐴̅)min を式(3-12)左辺の𝑞̅𝑤_𝑐 に代入して無次元化した値）（(𝑃⁄𝐴)minと表記する）と，右辺第 1 項のダムケラー数の関係をプロットすると Fig.3-39 が得られる。ただし，𝑎̅ = 𝑢̅𝑓 ⁄𝐿̅で与えられるものとした（𝑢̅𝑓 は代表速度で，ここでは予混合気の流速である）。黒の実線はエネルギー保存式及び化学種保存式から求まる理論解 3-62), 3-63)である。実験データは流速や熱面寸法，不活性ガス組成に依存せず，1 つの累乗関数による近似式で(𝑃⁄𝐴)minと Da の関係を整理できることが分かった。実験データから求めた累乗近似曲線のべき乗数は－0.59 で，理論解（－0.585）とほぼ一致する。仮にこのべき乗数を－0.5 とみなすと，式(3-18)から燃焼速度𝑠̅ が消去される。つまり，(𝑃̅⁄𝐴̅)minに対して燃焼速度の影響が及ばないことを意味する。
燃焼速度は反応速度に直結し，当然燃料濃度に依存するので，このことは臨界着火熱流束に対し燃料濃度は影響しないことを意味しており，実験結果の傾向とよく一致する。これは熱面着火においては，伝熱速度が律速過程であると考えるとうまく説明できる。Table 3-7 はメタン／空気予混合気において，さまざまな着火源で最も着火しやすいメタン濃度の値をまとめたものである 3-48, 3-64)。メタンの化学量論濃度は 9.5
vol%であるが，電気加熱の場合は 4.0-5.0 vol%程度で着火しやすいとされており，エネルギー供給時間が短くなるにつれて量論濃度付近の値をとるようになる。化学反応速度（言い換えれば燃焼速度）は量論比付近（より若干過濃側）で最大となるので，エネルギー供給時間が短い場合は熱供給速度が速いので反応速度が大きいところで着火しやすい。一方でエネルギー供給時間が長い場合は，メタンの場合選択拡散効
果によって，酸素に比べ拡散係数の大きなメタンが着火源付近に先に集まるので，着火源付近では公称濃度よりも局所的にメタン濃度が高くなる。したがって希薄組成の場合に着火しやすくなる。そのためには
選択拡散に要する時間が必要になるから，化学反応速度よりも熱拡散速度が支配的になっていると考えられる。したがって，燃料濃度（当量比）が変化すると反応速度が変化するが，熱面着火では反応完了までに要する時間よりも，反応を起こすために必要な熱の供給速度が極めて遅いと考えられるので，当量比の大小に由来する反応速度の大小が着火の成否にほとんど寄与していないと考えられる。ただし，上述のようにべき乗数は厳密に－0.5 に一致しているわけではないので，臨界着火熱流束に及ぼす燃料濃度の影響の影響はわずかながら存在している。また，流速が大きくなると臨界着火熱流束が大きくなるのは，流速の増加によって化学種滞留の特性時間が短くなるのでダムケラー数が小さくなることに対応し，Fig.3-39に示される，ダムケラー数が小さくなるにつれて臨界着火熱流束は増加することに矛盾しない。現象論的には，流速の増加により熱面と未燃予混合気との間の熱伝達率が増加して熱面からの放熱速度が大きくなることにより熱面温度が低下するので，着𝑞𝑤_𝑐 =

10

1.0 m/s-25 mm
2.0 m/s-25 mm
0.5 m/s-10 mm
1.0 m/s-10 mm
Theoretical 3-21)
Empirical(P/A)min=1.15Da-0.59(P/A)min, qw_c (-)

Table 3-7
Effects of means ofignition on the most-easily-ignitableconcentration for methane.

1

0.1
qw_c =0.485Da-0.585

0.01
0.1

1

10

100

1000

10000

Da (-)

Fig.3-39 Dependence of dimensionless critical power for
ignition of R290/air mixture on Damköler number.
66

火に必要な温度を保つためにより大きなエネルギーを必要とすることに由来する。
以上により，高温熱面に予混合気が衝突して淀み流となる場合の着火性評価については，ルイス数を 1と仮定し，式(3-12)および Fig.3-39 の累乗近似関数により−0.5

𝑞𝑤_𝑐 =𝑞̅𝑤_𝑐𝜌̅ 𝑐̅𝑠̅ 2≅ 1.15 ()
𝜌̅ 𝑐̅𝑠̅∆𝑇̅𝑎̅𝜆̅(3-13)∴ 𝑞̅𝑤_𝑐 ≅ 1.15√𝜆̅𝜌̅ 𝑐̅ ∙ √𝑎̅ ∙ ∆𝑇̅
として，臨界着火熱流束𝑞̅𝑤_𝑐 を評価できる。例えばヒーターなど，𝑃̅⁄𝐴̅が既知の場合は，予混合気の物性
値と伸縮ひずみ速度によって着火温度を評価することが可能である。ここで√𝜆̅𝜌̅ 𝑐̅は熱慣性と呼ばれ，熱流束に対する温度変化のしにくさを表し，予混合気の種類に依存する。したがって熱慣性が大きければ温度が変化しにくいので着火しにくいから，臨界着火熱流束は大きくなる。また，予混合気流速の増加は伸縮
ひずみ速度√𝑎̅の増加で表されるので，やはり流速増加に伴い臨界着火熱流束は大きくなる。
3.8.3 高温熱面による着火性評価のケーススタディ：たばこによる着火性評価
R290/空気予混合気がたばこの吸煙によって着火されるか否かを実験的に調べた。使用した燃焼容器は一辺130 mm のアクリル製（Fig.3-40）で，上面をアルミホイルで封じており着火の際はこれが破れて圧力上昇を放散する仕組みである。着火した煙草を容器側面にあけた穴から挿入し，着火の有無を調べた。着火実験に先立ってたばこの表面温度を K 型裸熱電対（線径 0.32 mmϕ）6 本を用いて測定した。Fig.3-41 は測定した温度の時間応答を示したもので，凡例の距離は着火側端面からの距離を表している。熱電対はたばこに埋め込んである
ので，燃焼面が熱電対設置位置を通過すると熱電対が落下して温度が急速に低下する。Fig.3-42(a)は 3.8.2 節で述べた 25 mm 及び 10 mm の着火実験で得られた，R290 濃度 4.0 vol%における𝑞̅𝑤_𝑐 と熱面寸法の関係に，たばこ熱面から未燃気への熱流束値の推測値（約 17 kW/m2）を合わせてプロットしたものである。なお，たばこ
熱面の直径は測定結果から 7 mm とし，熱面と未燃気の間の境界層厚さを 1 mm，熱面温度は Fig.3-41 より
700 °C，未燃気温度を 25 °C としてたばこ熱面から未燃気への熱流束値を見積もっている。Fig.3-42(a)より，た
ばこ熱面から未燃気への熱流束は不着火領域にプロットされることから，本実験結果からは R290 に対する着火性はほぼないとみてよい。Fig.3-42(b)は Culter ら 3-65)がまとめている，熱面着火の臨界温度と熱面面積の関係に本実験の結果をプロットしたものである。Fig.3-42(b)中にはプロパンの値は存在していないが，炭化水素
系燃料である都市ガス等とほぼ同等の値をとると予測されるので，やはり着火の可能性は極めて小さいとみられる。
800
temperarture [℃]

700

130

600
500
400
300

200
100
0

130

0

80
3mm
18mm

Fig.3-40 Photo of the ignition test by
a burnt cigarette to the accumulated
R290/air mixture. Unit: mm

160
240
time [sec]
10mm
30mm

320

400

11mm
50mm

Fig.3-41 Temperatures of burning cigarette.

67

100
90

Flammable

qw_c (kW/m2)

80
70
60

50
40
30

Unflammable

20

(a)

10

0
0

0.0 m/s
1.0 m/sCigarette

1020Size of heated surface (mm)

(b)

30

Fig.3-42 Diagram of ignition hazard evaluation by a burning cigarette.
3.8.4 高温熱線による着火性評価
例えば電気配線のヒューズ溶断や過電流などにより，高温となった金属線が可燃性予混合気に暴露される場合がある。
このような場合も 3.8.2 節と本質的には同じ着火機構を示す
が，リスク評価指標としては通電電流等で整理されることが多い。本研究ではタングステン線を用いた実験により R290/
空気予混合気の着火温度や着火電流等のデータを取得し，既往研究と比較することによりその特性を考察した。
(1) 実験装置及び方法
Fig.3-43 に示すように，SUS304 製円筒燃焼容器（内径 200mm, 高さ 200 mm, 6.28 L, 耐圧 2 MPa）の上下から電極を挿入し，電極両端部をタングステン線（線径 0.5 mmϕ）で接続した。タングステン線を用いた理由はその融点の高さゆえに容易に溶断しないためである。対象とした予Fig.3-43 Schematic of experimental setup for
混合気は R290/空気予混合気で，当量比は 0.61, 0.99, 1.25,
1.52 である。直流安定化電源（PWR401L，菊水電子工業） ignition test to R290/air mixture by a heatedtungsten wire.
を用いて，供給電流値を変化させた測定を繰り返し，最小着火電流値を求めた。着火挙動は燃焼容器上部に取り付けた圧力変換器の出力をトリガー信号として，ハイスピードカメラ（Photoron 製 FASTCAM Nova S12
type TDS）を用いて撮影した。
(2) 実験結果及び考察
Fig.3-44 は印加電流 16.4, 20.0, 30.0 A におけるタングステン線周りの R290／空気予混合気の燃焼挙動の高速度撮影画像である。なお，本実験では 16.4 A 未満では着火が認められなかった。着火が認められた瞬間
を t = 0 ms としている。印加電流 16.4, 20.0 A においては，火炎は熱線周囲に形成された橙色の発光領域の外縁部に，ほぼ楕円形を保ったまま伝播している。一方 30.0 A の場合，タングステン線周囲の橙色発光帯
がさらに大きくなっており，特に倒立の円錐形状を示すようになった。火炎はこの発光帯を突き破って同心円状に広がっているように見られる。この発光は窒素環境下においても確認されたので，R290／空気予
混合気の燃焼に起因するものではなく，タングステン線の温度上昇によって生じたタングステンヒュームの発光によるとみられる。

68

(a) Input current: 16.4A

0.0 ms

1.0 ms2.0 ms

3.0 ms

4.0 ms0.0 ms2.0 ms

3.0 ms

4.0 ms

5.0 ms0.0 ms

5.5 ms10.5 ms

12.5 ms

13.5 ms(b) Input current: 20.0 A(c) Input current: 30.0 A

Fig.3-44 Sequence photos of ignition behavior of R290/air mixture ignited by a heated hot wire with various
magnitudes of input current.

Ignition time [s]Fig.3-45 は印加電流と着火に要400した時間の関係を示したものである。印加電流が大きくなるほど着
2.5vol%300
火に要した時間が小さくなる傾向
4.0vol%が見られたが，着火時間の電流変5.0vol%化に対する依存性は希薄になるほ
6.0vol%200
ど鋭敏になっているようである。
Fig.3-46 は着火実験後のタングス
100
テン線の写真である。R290/空気予
混合気に暴露された部分が黄色く
0
変色している。タングステンは
15
16
17
18
19
20
Fig.3-46
Photo of
700°C 程度以上で空気中の酸素とCurrent [A]tungsten wire after being
反応して酸化タングステンを生成
Fig.3-45 Dependences of time since
3-66)
used for the ignition test.
することが知られている。これ
heating to ignition on the inputを検証するために，窒素環境下でcurrent.
タングステンに通電した実験を追加し，時間と温度の関係を調べたものが Fig.3-47 である。R290／空気予混合気環境下では時間の経過に伴ってタングステン線温度がいったん定常に落ち着いたのち再度上昇に転じ，着火寸前にはほぼ不連続的に上昇する傾向がみられるが，窒素環境下ではほぼ定常の温度を示している。このことから，タングステン
線に付着したのは酸化タングステン粉末であるとみられる。したがって，その分タングステン線は質量を減じたはずである。本実験ではタングステン線の上下端を固定しているので，軸方向への伸びはないと仮定すれば，酸化タングステンの生成に伴うタングステン質量の減少はタングステン線体積の減少につながり，これは抵抗値増加を引き起こす。この場合，印加電流が大きくなるとジュール熱が大きくなるが，タングステン線の熱伝導率は一定であると考えると，タングステン中の温度勾配は印加電流が大きいほど大きくなる。したがって印加電流が大きい場合，タングステン線中心の温度が非常に高温になって，同心球状に膨張するから，最も高温となるタングステン線中心付近で着火したのち曲率の大きな火炎面を伴って伝播したものと考えられる。印加電流が小さい場合はこの逆で，比較的面的に膨張するので，火炎も面的69

に伝播したものと推測される。

1200

Temperature
温度[℃] [°C]

2.1 vol%
3.6 vol%1000

4.0 vol%
5.2 vol%

800

6.0 vol%600

7.0 vol%N2 100
vol%

400
0

200

400

600

800

1000

時間[s]
time
[s]

Fig.3-47 Time histories of temperature of tungsten
wire in various compositions of R290/air or R290/N2
mixtures.

3.9

レーザーによる着火性評価

3.9.1 概要
レーザーは，その高い単色性と可干渉性（コヒーレンス）から集光性に優れている。このため何らかの原因
で気中でレーザーが集光されると気体は絶縁破壊（ブレイクダウン）を起こし，高いパワー密度を有したプラズマが形成される。ここでは，例えばコピー機や POS システム，3D プリンタなどに用いられるレーザーが何らかの理由で集光した場合の着火性を調べるため，R290/空気予混合気中に集光されたレーザーを照射した場合のブレイクダウン特性および着火エネルギーを測定し，文献値との比較等によりその特性を明らかにした。
加えて，一般家電製品で用いられるレーザーによる着火危険性を評価した。
3.9.2 実験装置及び方法
Fig.3-48 に実験装置の概略図および写真を示す。使用したレーザー波長は Beamtech 製 Dawa-200 の第 2 高調波（532 nm）で，パルスエネルギーは 100 mJ/pulse である。発振されたレーザーは平面鏡で 180°向きを変えたのち，λ/2 波長板でレーザーの偏光成分に位相差を与える。これを偏光ビームスプリッタに通して S 偏光を取り除く。こうしてレーザー光の空間成分及び時間成分を変化させることなく，波長板での位相差制御によりレーザー光を任意の出力に調整できる 3-67)-3-69)。偏光ビームスプリッタを通過した P 偏光はビームスプリッタ
で 1:1 の出力（公称値）に分けられ，一方をパワーディテクタ①（Newport 製 1919-R）へ入射してそのエネル
MirrorNd:YAG Laser Source

Lighting source

CollimatorBeamsampler

ND filter

Lens

CCD
CameraDetector1
Beam Block
Chamber

Photo-detector

Detector2
Mirror

λ/2 retarder

PBS

Beam sampler

Lens
High-speed
camera100

1000
Collimator

Knife-edge
Mirror

Fig.3-48 Photo and schematic of the experimental setup for ignition experiment by the laser-induced breakdown.
70ギーを計測した。もう一方の光は集光レンズ（焦点距離 100 mm）を通して燃焼容器内へ入射される。燃焼容器を通過した光を同機種のパワーディテクタ②に入射してエネルギーを計測した（このエネルギーを透過エ
ネルギーEout と表記する）。なお，ビームスプリッタで分割されたレーザー光のエネルギーが厳密には 1:1 ではないことが測定から判明したので，パワーディテクタ①で計測されたエネルギーにこの補正を施した値を入射エネルギーEin とした。また，レーザーのパルス幅を測定するために，ビームブロックから 45°前方にフォトディテクタ（ET-4200）を設置してレーザーの散乱光を入射した。さらに，レーザーのビーム径を測定するために，レーザー光の一部分を取り出してビームプロファイラ（Ophir, BGP-USB3-SP932U）に入射した。
燃焼容器は SUS304 製で，内径 100 mmϕ，高さ 105 mm，容積 1.67 L，耐圧 1 MPa の円筒形容器である。容
器底部に撹拌翼を取り付けてあり，モーター制御で容器内を任意回転速度で撹拌できるようになっている。容器上部には圧力変換器（長野計器，KH15）を取り付けている。レーザーは容器に取り付けられた直径 50 mmϕの石英ガラス窓から入射し，対向面に取り付けられた同じく直径 50 mmϕ の石英ガラス窓から流出する。石英
ガラス窓には反射コーティングを施してある。燃焼容器への予混合気の導入は分圧法によった。まず容器内を真空引きしたのち，所定の圧力まで R290 を導入し，その後大気圧まで空気を導入した。容器内のレーザーブ
レイクダウン及び着火の挙動は高速度シュリーレン法により撮影した。
着火実験に先立ちレーザーブレイクダウン特性を調べるべく，メタン，R290，空気，水素を使用してレーザーブレイクダウンが生じる最小の入射エネルギーを測定した。この測定では対象ガスの圧力はすべて大気圧とした。この実験においてレーザーブレイクダウンの成否の判定はシュリーレン画像および容器内の目視により判定した。一方着火実験では，対象燃料に R290 を用い，R290 濃度を 2.1-9.5 vol%の間で変化させた。また，分子数密度が及ぼす影響を調べるために，初期圧力を 0, ±10, ±50 kPa の 5 段階で変化させた。この実験において着火の成否の判定は，シュリーレン画像，容器内の目視及び圧力センサの応答により判定した。
3.9.3 実験結果及び考察
Fig.3-49 はレーザーブレイクダウンが生じた最小の入射エネルギーEi_min（これをブレイクダウン閾値と称する）におけるシュリーレン映像（レーザーは紙面右から左に入射している），Fig.3-50 は Ei_min と燃料濃度の関係を示したものである。Fig.3-50(b)では R290 濃度を横軸にとっている。Fig.3-49 から，いずれのガス種も入射直後に，入射方向とは若干垂直方向に長い楕円形のプラズマ柱を形成し，その周囲に円形の密度差面を生じていることが分かる。この密度差面はブレイクダウンに伴うガス膨張によって生じた圧縮波であり，この圧縮波の形成領域が最も大きいのが R290 である。一方，ブレイクダウン閾値については Fig.3-50(a)より，R290/空気
予混合気については R290 濃度の増加に伴って Ei_min が低下する傾向が見られた。メタン/空気予混合気についても同様の傾向であった。ところが，水素/空気予混合気に対しては逆に水素濃度の増加に伴って Ei_min が増加する傾向を示した。また，各ガス単体での Ei_min（R290, メタン，水素については Fig.3-50(a)の横軸 100 vol%に対応する値，空気については横軸 0 vol%に対応する値）は，R290＜メタン＜空気＜水素の順であり，R290 がもっともブレイクダウンしやすい結果となった。
そもそもレーザーブレイクダウンは，光子が分子と衝突して生じる多光子吸収過程によって生じた電子が，レーザーによる電場を受けて加速され，これが(a)
中世粒子やイオン粒子と衝突することで熱エネルギ
ーを得る逆制動放射を経て高エネルギーとなり，さらに分子に衝突して雪崩的に電子を生じることによって生じる 3-70)-3-72)。したがって①分子の大きさ，②(b)構成原子のイオン化エネルギー，③分子が保有している電子数，に依存する。R290 の場合は①分子の大きさがメタン，空気，水素のいずれよりも大きく，③保有している電子数も最も多い，ことからブレイク(c)
ダウンしやすく（すなわち閾値 Ei_min が小さく），ブ
レイクダウン後の圧縮波領域やプラズマ柱も大きいと考えられる。すなわち，R290 はメタンや水素に比Fig.3-49 Time histories of laser breakdown process.
べてレーザーによる着火性は高いとみてよい。
(a) pure-R290, (b)pure-methane, (c)air
71

4.0

Air_100%
C3H8_Air
CH4_Air
H2_Air

3.0

Incident energy: Ei_min [mJ/pulse]
Incident energy : [mJ/pulse]

Incident energy: Ei_min [mJ/pulse]
Incident energy : [mJ/pulse]

4.0

2.0

1.0

(a)
0.0

C3H8_Air

3.0

C3H8_H2

2.0

1.0

(b)
0.0

0

20
40
60
80
Fuel concentration [vol%]

100

0

20
40
60
80
Propane concentration [vol%]100

Fig.3-50 Dependence of laser-breakdown threshold on the fuel concentration.

0 kPa
3.0 vol%0 kPa
5.0 vol%0 kPa
7.0 vol%

Fig.3-51 Sequence photos of visible ignition behavior of R290/air mixture by laser breakdown in various R290
concentrtaions.
Fig.3-51 は初期圧力 0 kPa（大気圧）における，濃度 3.0, 5.0, 7.0 vol%でのレーザーブレイクダウン着火時の高速度シュリーレン画像である。レーザーは紙面右から左に向かって入射している。濃度 3.0 vol%（当量比ϕ=0.74）では，レーザー入射方向へ向かっていわゆる third lobe3-67)が形成されている（図中黄色矢印）。この
third lobe の形成は化学量論組成及び燃料過濃組成ではあまり認められなかった。そもそも third lobe の形成メ
カニズムはまだ完全に明らかにされているわけではないとはいえ，レーザーブレイクダウン時に生じる渦の影響と考えられている。
Fig.3-52 はレーザーブレイクダウンによる R290/空気予混合気の最小着火エネルギーと当量比の関係を示したものである。化学量論組成から燃料過濃側（当量比 ϕ=1.0-1.7 付近）までは，最小着火エネルギーは当量比におおむね依存せず一定の値を示したが，燃料希薄側では当量比の減少に伴って敏感に増大する結果となった。これには①third lobe の形成，②ルイス数効果，が影響していると考えられる。まず third lobe の効果であるが，third lobe は成長速度が非常に大きいものの最終的には消滅してしまうとされており 3-67)，これが形成された場合着火にはより多くの（すなわち，third lobe における熱損失があっても，未燃気を着火させるだけの大きさの）エネルギーを要することになる。2 つ目のルイス数効果については，R290 の場合，過濃組成ではルイ
ス数が小さくなるので燃焼が強化される。つまり，当量比増による燃焼速度低下効果と，ルイス数が小さいことによる強化効果とが相殺して，ある当量比までは最小着火エネルギーはほぼ一定の値をとったと推測される。なおスパーク着火と比較すると，レーザーブレイクダウンによるほうが最小着火エネルギーは大きくなる
72

傾向を示した。

12

3.10

10

本章のまとめEXP(Pi=+50 kPa)
Ref.(Pi=+50 kPa)SPARK(Pi=+50 kPa)

MIE [mJ]

本章では R290 冷媒を家庭用空調機器及び業務用冷凍冷8
蔵機器に搭載することを想定し，漏洩シナリオに即した着火性の評価手法を確立するために，モデル実験，理論解析，
6
シミュレーション及び文献調査を絡めた体系的な研究の成4果について述べた。まず家庭用空調機器及び業務用冷凍冷
蔵機器に R290 冷媒が搭載された場合の漏洩シナリオに基2づいて着火源候補を選定し，電気系着火源，熱系着火源，レーザー着火源にカテゴリー分けした。次に各カテゴリー0
において，詳細な着火源の評価を実施した。得られた主な
0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6
知見は以下のとおりである。
equivalence ratio [-]まず電気系着火源については，以下の知見が得られた。
① 静電気は着火源から完全に除外できるとは言えな
Fig.3-52
Dependence of minimum ignition
い。ただし，衣服脱衣時の静電気による着火性は小さ
energies (MIE) in spark discharge and laser
いとみられる。人体と接地金属との間で生じる火花
breakdown on the equivalence ratio.
放電による着火性は除外できないので，着火防止のためにはそもそも対象空間お R290 濃度が可燃領域に入らないようにする工夫（例えば換気等や冷媒搭
載量制限）が必要である。
② 接点の開離／閉成時に生じるアーク放電については着火源となりうる。ただし，放電時間がそもそも 0.2
ms に満たない場合は着火の可能性は極めて小さい。また，定格消費電力が 160 W 未満の場合も着火の可能性は極めて小さく，例えば扇風機ではほぼ着火しない。接点両端で測定されるエネルギーの 6 %が着火に寄与すると見込まれるので，これを用いると一般に知られている最小着火エネルギーと比較することで着火性評価が可能である。ただし，最小着火エネルギーでは着火確率は 10-3 程度であるといった報告があることに留意する必要がある。照明スイッチの場合は，本実験で負荷として使用した電球の定格消費電力が 160 W 未満であったために着火しなかったとみられる。
③ コンセントの抜き差し時に生じるアーク放電は，定格消費電力の値によっては着火の可能性がある。ただし，この場合も接点アークと同様の閾値で着火性の評価することが可能とみられる。
熱系着火源については，以下の知見が得られた。
① 電気エネルギーで表面温度を制御する熱面の場合，入力する電圧と熱面面積が既知であれば着火の有無を評価できるモデルを構築した。また，熱面サイズが小さくなると着火に必要なパワーは小さくなり，
着火温度は高くなる傾向を確認した。
② ケーススタディとして着火されたたばこによる R290／空気予混合気への着火性を検討した。たばこ熱
面から未燃の R290／空気予混合気への熱流束を見積もって，①で述べたモデルによる必要パワーと比較すると不着火と判定された。実際に着火されたたばこを R290／空気予混合気中に挿入する実験を行ったところ着火が 1 度も見られなかった。このことより，①で構築した着火性評価手法の有用性を確認した。
③ 過電流により高温となった熱線による着火を想定した検討を行った。タングステン線の場合は最小着火電流値として 16.4 A を得た。タングステンのように高温で酸素と表面反応を起こす金属の場合，これによって金属の断面積が縮小し抵抗値増加につながるので温度上昇しやすく着火に至るとみられた。
レーザー着火源については，以下の知見が得られた。
① レーザーが凸レンズにより集光されるとレーザーブレイクダウンが生じる。R290 の場合分子の大きさが大きく，分子を構成する原子数（ひいては電子数）が多いことから，水素やメタンなどの可燃性ガスに比べてブレイクダウンしやすい傾向が確認された。
② レーザーによる着火エネルギーは容量性放電による最小着火エネルギーよりも 1 桁程度大きかった。
以上得られた成果が R290／空気予混合気に対する各種機器の着火性を評価できる手法として活用されることを期待する。
73

参考文献
3-1)
3-2)
3-3)
3-4)
3-5)
3-6)
3-7)
3-8)
3-9)
3-10)
3-11)
3-12)
3-13)
3-14)
3-15)
3-16)
3-17)
3-18)
3-19)
3-20)
3-21)
3-22)
3-23)
3-24)
3-25)
3-26)
3-27)
3-28)
3-29)
3-30)
3-31)
3-32)
3-33)
3-34)
3-35)
3-36)
3-37)
3-38)
3-39)
3-40)
3-41)
3-42)

ISO 817:2014, Refrigerants-Designation and Safety Classification, (2014)．
一般社団法人日本電気工業会ウェブサイト：https://www.jema-net.or.jp/Japanese/ha/reibai/qa.html （2022 年 9 月 20 日閲覧）(in Japanese)
萩本安昭，木下勝博，萩原隆一，三橋信雄，椎木淳一，杉本良一：「家庭用スイッチ ON, OFF 時の接点火花によるガス爆発の危険性」，安全工学，20(3), pp.127-132, (1981). (in Japanese)
総務省消防庁：令和 3 年版消防白書，p.64, (2021). (in Japanese)
東京消防庁予防課・調査課：電気火災を防ごう，https://www.tfd.metro.tokyo.lg.jp/camp/2021/202108/data/camp3.pdf (2022 年
9 月 20 日閲覧) (in Japanese)
Babrauskas, V.: Ignition Handbook, Chapter 14, p.738, Fire Science Publishers, Issaquah, (2003).
Hall, J.R. Jr., Bukowski, R.W., Gomberg, A.: Analysis of Electrical Fire Investigation in Ten Cities, NBSIR83-2803, (1983)
鳳誠三郎，渡部泰昭：接点開離時のアーク放電について，電気学会雑誌，81(875), pp.1331-1337, 1961.
木下勝博：電気による火花や加熱に起因する火災に関する研究，工学院大学学位論文，p.58, 1997.
Strehlow, R.A., 水谷幸夫訳：基礎燃焼学，森北出版，p.215, 1972.
Lewis, B., von Elbe, G.: Combustion, Flames and Explosions of Gases, 2nd Edition, p.334, 1961.
早田和也，池上知顯：リレー間の接点間アークの計測，平成 17 年度電気関係学会九州支部連合大会予稿集，p.138, 2005,
https://www.jstage.jst.go.jp/article/jceeek/2005/0/2005_0_138/_pdf/-char/ja （2022 年 2 月 18 日閲覧）
菫学博：電気接点の諸特性に与える周囲気体と圧力の影響，日本工業大学研究報告，46(1), pp.105-108, 2016.
富士通株式会社ウェブサイト：リレー技術解説，https://www.fcl.fujitsu.com/storage/support/relays/relay-technology.pdf （2022
年 2 月 18 日閲覧）
伊里賢行：DC モータの高速回転時の整流現象とブラシ摩耗に関する研究，日本工業大学研究報告，47(1), pp.154-157, 2017.
http://kenshi.air-nifty.com/ks_memorandom/2009/04/post-9deb.html (2019).
https://blog.alphawave.co.jp/eng/index.php?itemid=1744 (2019).
http://d.hatena.ne.jp/tomtom1ono/20130128/1359321525 (2019).
https://rifle.blog.so-net.ne.jp/2014-02-18 (2019).
http://www.tabogami.tokyo/archives/1284 (2019).
https://japaneseclass.jp/dictionary/%E9%9B%BB%E6%B0%97%E5%88%86%E8%A7%A3 (2019).
https://incomprehensiveness.blogspot.com/2014/09/sr-ss18a-nationalpanasonic-ih.html (2019).
https://insertyourname.blog.so-net.ne.jp/2015-04-09 (2019).
静電気学会編：新版静電気ハンドブック，オーム社，p.183, 1998.
独立行政法人労働安全衛生総合研究所：労働安全衛生総合研究所技術指針－静電気安全指針 2007, JNIOSH-TR-No.42, 2007.
Glor, M.: Electrostatic Hazards in Powder Handling, Research Studies Press, Letchworth, (1988).
Gibson, N.: Electrostatic Hazards in Filter, Filtration and Separation, Filtration and Separation, 16, pp.382-386, (1979).
Tolson, P.: Assesing the Safety of Electrically Powered Static Eliminators for Use in Flammable Atmosphere, J. Electrostat., 22, pp.5769, (1981).
Lövstrand, K.G.: The Ignition Power of Brush Discharges- Experimental Work on the Critical Charge Density, J. Electrostat., 10,
pp.161-168, (1981).
Jones, T.B. and King, J.L.: Powder Handling and Electrostatics: Understanding and Preventing Hazards, Lewis Publishers, New York,(1991).
Maurer, B.: Discharges due to Electrostatic Charging of Particles in Large Storage Silos, J. Electrostat., 2, pp.189-195, (1979).
Berta, I., Fodor, I., Clement, G.: Electrostatic Sparks on Charged Insulating Surfaces, J. Electrostat., 10, pp.145-152, (1981).
British Standard Institution (BSI): BS 5958-Code of Practice for Control of Undesirable Static Electricity, Prat 1-General Consideration,(1991).
静電気学会編：新版静電気ハンドブック，オーム社，p.133, p.279, 1998.
田畠泰幸：導電性繊維による作業衣の帯電防止，産業安全研究所技術資料，RIIS-TN-71-1, (1971). (in Japanese)
木村裕和：人体耐電圧による着衣の静電気帯電量測定法の開発，科学研究費助成事業研究成果報告書(基盤研究(C)（一般），
No.15K00750), (2018). (in Japanese)
平川董：人体の帯電防止対策，安全工学，30(6), pp.368-372, (1981). (in Japanese)
Tabata, Y., Masuda, S., Minimum Potential of Charged Insulator to Cause Incendiary Discharges, IEEE Transactions of Industry
Applications, IA-20(5), pp.1206-1211, (1984).
Kettani, M.A. and Hoyaux, M.F.: Plasma Engineering, Butterworth, p.200, (1973)
牛尾誠夫：アーク放電とその利用，鉄と鋼，73(10), pp.1309-1314, (1987).
IEC60079-11: Explosive Atmospheres- Part 11: Equipment Protection by Intrinsic Safety “I”, (2012).
Uber, C., Franke, S., Bargu, B., Hilbert, M., Berger, F., Uhrlandt, D., Lienesch, F.: Correlation between the Electrical Power of a Slow74

3-43)
3-44)
3-45)
3-46)
3-47)
3-48)
3-49)
3-50)
3-51)
3-52)
3-53)
3-54)
3-55)
3-56)
3-57)
3-58)
3-59)
3-60)
3-61)
3-62)
3-63)
3-64)
3-65)
3-66)
3-67)
3-68)
3-69)
3-70)
3-71)
3-72)

Contact Break Discharge and the Ignition of an H2/air Mixture, J .Loss. Prev. Proc. Ind., 74, 104620, (2022).
Shekhar, R., Boeck, L.R., Uber, C., Gerlach, U.: Ignition of a Hydrogen-air Mixture by Low Voltage Electrical Contact Arcs, Comb.
& Flame, 186, pp.236-246, (2017).
https://faq.fa.omron.co.jp/tech/s/article/faq02246（2022 年 11 月 15 日閲覧）
田上公俊，森吉泰生，堀田栄喜：非平衡プラズマと点火，日本燃焼学会誌，55(180), pp.120-126, (2015).
石塚悟：燃焼学，森北出版，p.68, 2021. (in Japanese)
Magison, E.C.: Electrical Instruments in Hazardous Locations, 4 th ed., ISA, Research Triangle Park NC (1998).
Babrauskas, V.: Ignition Handbook, Chapter 4, pp.71-77, Fire Science Publishers, Issaquah, (2003).
Takizawa, K., Igarashi, N., Takagi, S., Tokuhashi, K., Kondo, S.: Quenching Distance Measurement of Highly to Mildly FlammableCompounds, Fire Saf. J., 71, pp.58-68, (2015).
Semenov, N.N.: On the Theory of Combustion Processes, Z. Phys. Chem 48, pp.571-582, (1928).
琴寄崇：セミョーノフの発火限界式，安全工学，29(3), (1990).
石塚悟：燃焼学，森北出版，pp.14-20, (2021).
Frank-Kamenetskii, D.A.: Diffusion and Heat Transfer in Chemical Kinetics, 2 nd Ed., Prenum Press, (1969).
平野敏右：燃焼学，海文堂，pp.100-102, (1986).
Babrauskas, V.: Ignition Handbook, Chapter 4, pp.46-65, Fire Science Publishers, Issaquah, (2003).
Willams, F.A.: Combustion Theory, 2nd Ed., Perseus Books Publishing, (1985).
Law, C.K.: Combustion Physics, Cambridge Press, (2006).
Bechtold, J.K., Matalon, M: The Dependence of the Markstein Length on Stoichiometry, Comb. and Flame, 127, pp.1906-1913, (2001).
ASTM E659-15: Standard Test Method for Autoignition Temperature of Chemicals, (2016).
International Electrotechnical Commission: IEC60335-2-40:2022, Household and Similar Electrical Appliances- Safety-, (2022).
Kuchta, J.M.: Investigation of Fire and Explosion Accidents in the Chemical, Mining, and Fuel-Related Industries- SA Manual (Bulletin680), Bureau of Mines, Pittsburgh, (1985).
飯塚洋行，桑名一徳，今村友彦：加熱壁面に衝突する予混合淀み流の着火条件，日本火災学会論文集，70(1), pp.1-8, (2020).
Imamura, T., Uehara, K., Nakata, K., Maruyama, S., Kuwana, K.: Quasi-Steady Characteristics of Flowing Propane/Air Mixture Ignited
by a Heated Surface, Fire Safety Journal, 120, 101325, (2021).
Singer, J.M., Cook, E.B., Grumer, J.: Equivalences and Lower Ignition Limits of Coal Dust and Methane Mixtures (RI 6931), Bureauof Mines, Pittsburgh, (1967).
Culter, D., Bradley, D.: Frictional Ignition of Dusts and Vapors (IR/L/EC/98/01), HSE, Buxton, UK, (1998).
Coverdill, A., Delaney, C., Jennrich, A., Krier, H., Glumac, N.G.: Tungsten Combustion in Explosively Initiated W/Zr Mechanical
Alloys, Journal of Energetic Materials, 32(3), pp.135-145, (2013).
小林芳成：微小重力環境における固体材料熱分解ガスの点火に関する研究，東京大学学位論文，(2017).
古井憲治，林潤，岡田朝貴，中塚記章，平等拓範，堀輝成，赤松史光：メタン－空気予混合気に対するピコ秒パルスレー
ザーのレーザー着火特性，日本機械学会論文集（B 編），pp.1-5, (2012).
堀輝成，赤松史光，芝原正彦，宮田大輔，香月正司：Nd:YAG レーザを用いたレーザ励起ブレイクダウン特性解析，高温
学会誌，31(1), pp.19-25, (2005).
砂原淳：EUV 光源や ICF におけるレーザープラズマ相互作用の初期過程－レーザーアブレーション－，プラズマ・核融合学会誌，89(6), pp.416-422, (2013).
高橋栄一，古谷博秀：レーザー着火研究の基礎と最新動向，日本燃焼学会誌，57(180), pp.112-119, (2015).
遠藤琢磨：レーザーブレイクダウンの基礎，プラズマ・核融合学会誌，94(10), pp.485-495, (2018).

75

４.産業技術総合研究所安全科学研究部門の成果
4.1

はじめに

産総研安全科学研究部門の担当研究項目は，可燃性冷媒が室内で漏洩し可燃濃度域が形成された場合に，室内に存在する家電等の機器類が着火源となり得るか否かを調査する点火能評価と，ルームエアコン室内機と冷蔵機内蔵リーチインショーケースで想定される漏洩着火事故の実規模フィジカルハザード評価に分類できる．以下の項では実規模実験の条件設定に合わせ，可燃濃度域内に存在する実在の機器類の点火能評価，ルー
ムエアコン室内機の拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価，リーチインショーケースの拡散挙動計
測と実規模フィジカルハザード評価にまとめて報告する．

4.2

可燃濃度域内に存在する実在の機器類の点火能評価

地球温暖化効果の小さい次世代冷媒として期待されている可燃性ガスのプロパン（R290）を，冷媒として使用した機器類から漏洩事故が起こった場合のリスク評価上の着火確率を決定するための基礎データとして，
静電気着火が最も起こりやすいとされている 5.2%程度のプロパン-空気予混合気を満たした容器内で，電気機器類を繰り返し遠隔操作し，着火の有無を観測した．
4.2.1 評価対象機器の選別と実験手法
評価対象機種は，着火源となり得る電気部品のスクリーニングを担当している諏訪東京理科大学や，A3 冷媒のリスク評価を行っている日本冷凍空調工業会と検討して決定した．これまで，レーザ－プリンター，ヘアードライヤー，電気掃除機，電動ドライバー，ホットプレート，石油ファンヒーター，扇風機，除湿機，空気清浄機，インクジェット複合機，ホットカーペット，電気ポットの評価実験を行った．
実験はで石油ファンヒーターの評価実験を除き，1.00 m×1.00 m×1.00 m の 4 面のアクリル壁と鋼製床面を持ち，天井面にビニルシートを張ったアクリル製容器を用いて行った．着火が起こった場合に機器類の一部が爆発により飛散する可能性があるため，アクリル製容器は産総研爆発ピット内に設置して行った．アクリル製容器を用いた実験では，機器類に遠隔操作用のエアアクチュエーターを取り付けて容器内に設置した後，プロ
パンと空気を流量調整して容器内に導入した．濃度センサーによりおよそ 5.2%のプロパン濃度に調整して維持し，爆発ピット外から機器類を遠隔操作した．着火は赤外高速度カメラにより観測した．
4.2.2 点火能評価の実験結果
レーザ－プリンター
レーザ－プリンターの評価では，構造が一般的と考えられる機種の中から使用電力の大きい機種を選定した．同機種の 2 台の個体についてカラー両面印刷を 250 枚ずつ行ったが，いずれの個体でも異常は見られなかった．
ヘアードライヤー
ヘアードライヤーの評価では，構造が一般的と考えられる機種の中から使用電力が大きくブラシモーターを持つ機種を選定し，同機種の 4 台の個体で実験を行った．うち 2 台について，本体スイッチを温風にセットしたまま容器外部から電源のオンオフを操作したところ，10 秒間オンと 5 秒間オフを 100 回繰り返しても 2 台
とも着火は観測されなかった．また 3 台の個体について，容器内でエアアクチュエーターにより本体スイッチ
を温風のオンオフで操作したところ，いずれも 1～2 回程度の繰返しで着火が確認された．うち 1 台の個体では，オンオフの繰返し時間を長く設定することで，1 回目のオフ動作時に着火していることが確認された．
（Fig.
4-2-1）これらの結果から，ヘアードライヤーでは本体スイッチのオフ動作が着火源となると考えられる．
電気掃除機
電気掃除機の評価では，紙製のごみ袋を内蔵するタイプの中から使用電力が大きい機種を選定し，同機種の2 台の個体で実験を行った．うち 1 個体では，7 秒間「強」運転，5 秒間停止を５，６回繰り返した後，発煙し76

た．実験の都合上，窒素によるプロパン-空気混合気の希釈作業を発煙 10 秒程度後から開始したが，それまでにプロパン-空気混合気への火炎伝播や爆発は起こらなかった．もう 1 個体では，7 秒間「強」運転，5 秒間停止を 500 回繰り返しても，5 分間の連続「強」運転を行っても異常は見られなかった．発煙した方の個体では実験後，モーター部から排気口にかけてプラスチック部品の焦げや溶解が見られた．
（Fig. 4-2-2）
a)

b)

c)

d)

Fig. 4-2-1 Images taken by near infrared high-speed video camera

Fig. 4-2-2 Vacuum cleaner emitted smoke
電動ドリル
電動ドリルの評価では，構造が一般的と考えられる機種の中から使用電力が大きくブラシモーターを持つ機種を選定し，1 台の個体で実験を行った．高速回転・負荷あり，高速回転・負荷なし，低速回転・負荷なしの3 条件で，容器外からエアアクチュエーターを用いて回転オン 6 秒間オフ 4 秒間を 100 回繰り返したが，いずれの条件でも着火は確認されなかった．
ホットプレート
ホットプレートの評価では，電源スイッチと一体化した温調用バイメタルを本体内部に持つ機種を選定し，1 台の個体で実験を行った．エアアクチュエーターでスライドスイッチを遠隔操作したところ，電源オン 5 秒
間オフ 5 秒間を 20 数回繰り返した時点で着火が確認された．
石油ファンヒーター
石油ファンヒーターの評価では，ヒーターの点火時ではなく運転時の点火能を評価するために容器内に石油燃焼用の空気を送り続ける必要があり，1.00 m×1.00 m×1.00 m の立方体ステンレス骨格と鋼製床面を持つ構
造物の 4 壁面と天井にビニルシートを張ったビニルハウス状の実験容器を，鉱山堆積場跡地の野外実験場に設置して実験を行った．ビニルハウス状の実験容器内の温度上昇を抑えるため小型の機種を選定し，同機種の2 個体で実験を行った．石油燃焼用の空気を送り続けている容器内に設置した石油ファンヒーターが，点火タ
イマーにより点火し容器内の温度が上昇し始めたことを確認した後，空気圧作動弁を遠隔操作してプロパンを容器内に導入した．300g のプロパンを急速に供給した場合，150g のプロパンをより低流量で供給した場合のいずれでも，着火とビニルの破膜が観測された．
Fig. 4-2-3 に 300g のプロパンを急速に供給した場合の高速度カメラ画像から切り出した 100m 秒ごとの静止画を示す．放出中に着火・破膜が起こった際（Fig. 4-2-3 b）の火炎は視認しにくく，プロパン濃度が低い状態で着火していると考えられる．着火・破膜後にプロパン放出口で放出拡散火炎に移行していることが確認でき
77

る．
（Fig. 4-2-3c）
a)

b)

c)

d)

Fig. 4-2-3 Kerosene fan heater ignites propane

扇風機
対象とする扇風機として，一般的な室内床置き型でブラシモーターと風量設定のためのラジオスイッチ，タ
イマー設定のためのロータリースイッチを持つ機種を選定した．二つの個体について，ロータリースイッチ操
作と外部電源操作によるオンオフ動作をそれぞれ 100 回繰り返したが，着火は確認されなかった．ラジオスイッチ操作によるオンオフ動作では，二つの個体では 1 回目のオフ動作で，もう一つの個体では 4 回目のオフ動
作で着火が確認された．この結果は扇風機ファンのブラシモーターが着火源にならなかったことを示している．またロータリースイッチとラジオスイッチの結果の違いはスイッチのケースの密閉性がロータリースイッチの方が高かったためと考えられる．

Fig. 4-2-4 Remote controlled switches of electric fan
空気清浄機
対象とする空気清浄機として，室内気を強制的に本体内のフィルターに通してほこり等を捕集するファン式を選定した．本体スイッチ類は近年に一般的な気密性の高いタクタイルスイッチとなっている．二つの個体に対して，本体の電源スイッチと風量調節スイッチを遠隔操作して，運転停止と風量最大運転の切り替えを
100 回行ったが着火は確認されなかった．また，10 分間の連続運転でも着火は確認されなかった．
除湿機
除湿機として，デシカント式とコンプレッサー式の 2 機種を選定した．いずれも本体に空気循環用のファンと操作用のタクタイルスイッチを持っている．いずれの機種でも消費電力が最大となる衣料乾燥モードで試験を行った．デシカント式除湿機では，本体の電源スイッチを遠隔操作してオンオフ動作を 100 回繰り返した．またコンプレッサー式除湿機では，本体の電源スイッチを入れた場合の 3 分間の送風運転を避けるため，外部電源を操作することでオンオフ動作を 100 回繰り返した．2 機種とも二つの個体に対してオンオフ動作の100 回繰り返しと 10 分間連続運転を行ったが，着火は確認されなかった．
インクジェット複合機
インクジェット複合機は A4 印刷可能なカラープリンターを持つ機種を選定した．2 つの個体について本体
前面スイッチによるオンオフ動作をそれぞれ 100 回，カラー両面印刷を合計 200 枚行ったが着火は確認され
なかった．
78

ホットカーペット
ホットカーペットは，実験容器に通常の使用状況で収納するため，60cm 角の機種を選定した．2 個体について本体のスライド式電源スイッチによるオンオフ動作をそれぞれ 100 回行ったが着火は確認されなかった．
スイッチの形状から予混合気が接点部分に到達していないと考えられる．
電気ポット
電気ポットは，マグネット式電源プラグを持つ機種を選定した．2 個体について加温中に電源プラグを抜き差しする繰返し動作を行ったところ，2 個体とも繰返し数回以内の引き抜き動作で着火が確認された．
4.2.3 点火能評価のまとめと計画
ヘアードライヤー，電気掃除機，ホットプレート，石油ファンヒーター，扇風機，電気ポットでは着火が確認された．単一の機種を用いた実験結果ではあるが，可燃濃度域内で作動した場合のリスク評価上の着火確率は１とするべきだと考えられる．石油ファンヒーターを除く機器ではいずれもスイッチ部分やプラグ部分のオフ動作時の電気スパークによって着火していると考えられる．
その他の機器では着火が確認されなかった．有限の機種数・繰り返し実験回数での評価で，防爆構造を持たない機器のリスク評価上の着火確率をゼロとすることはできないが，ある程度の機種数・繰り返し実験回数で着火が起こらないことが確認できれば，その繰り返し回数に応じてリスク評価上の着火確率を下げることができると考えられる．

4.3

ルームエアコン室内機の拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価

プロパン（R290）を，冷媒として使用したルームエアコン室内機から漏洩事故が起こった場合のリスク評価
上の危害度を決定するための，漏洩着火事故の燃焼影響を評価した．実使用条件を想定して実物大の模擬室内にルームエアコン室内機を設置し，想定される複数の漏洩条件での漏洩拡散挙動を計測して，着火時に危害度が大きいと予測される条件について，点火実験を行って燃焼影響を評価した．
4.3.1 冷媒漏洩事故事例の検討と漏洩条件の決定
現在日本国内では可燃性の自然冷媒を用いたルームエアコンは販売されておらず，漏洩事故事例もほとんど報告されていない．そこで微燃性冷媒を使用した室内機での漏洩条件を参考として漏洩条件を決定した．微燃性冷媒を使用したビル用マルチエアコンのリスク評価報告書 4-1)には，R32 を用いたビル用マルチエアコンで報告された漏洩事故の漏洩箇所，漏洩箇所形態，相当径等が記載されている．報告されているうち最も相当径が大きい，家庭用室内機熱交換器伝熱管での全面腐食での相当径は 0.174 mm であり，63 ℃の液漏洩での漏洩
速度は 67 g min－1 と急速漏洩のリスク評価に用いられている 4 分全量放出の放出速度と同程度である．また報告されている漏洩箇所は熱交換器伝熱管と電子膨張弁がほとんどである．そこで本研究では家庭用ルームエ
アコンの室内機における漏洩条件として，充填量の全量を 4 分間で放出する条件を主に採用し，その他の時間で放出する場合，配管の破断に相当する口径から 30 ℃での自圧で放出する場合を加えて実験を行った．また漏洩箇所としては，熱交換器の中央部分，熱交換器と接続配管の継ぎ目付近，室内機内で冷媒配管を取りまわす際の配管継ぎ手部分の 3 か所を採用した．2016 年度に行った前事業での計測実験により，ピンホール等から室内空間に直接放出が起こる場合は，噴流により室内の撹拌が促進され，可燃濃度域が形成されないことが分かっている．
4.3.2 ルームエアコン室内機における漏洩拡散挙動計測の実験手法
労働安全衛生総合研究所配管等爆発実験施設の屋内大空間に，2.7 m×5.4 m×高さ 2.4 m の木製模擬室を設置し，内壁を設置することで 2.7 m×2.7 m×高さ 2.4 m との 2 通りの広さで計測を行った．2.7 m×5.4 m 空間の短辺側中央に下面が床面から 2.00 m となる位置にスプリット型ルームエアコンの室内機を設置した．ルー
ムエアコンは部屋の広さに対し一般的なサイズであり，送風機構も日本国内で一般的に採用されている機構を持つものとした．2.7 m×2.7 m の空間にそれぞれ１つずつ計２つの扉下隙間 800mm×4mm を設置し，使用しない場合はアルミテープで塞ぐことによって濃度分布時間履歴に与える影響を調べた．
プロパン濃度センサーは接触燃焼式センサーを用い，エアコン室内機直下と床面，床上 25cm までには計測
範囲 0-6.6 vol%のセンサーを 14 点，それ以外には計測範囲 0-2.2 vol%のセンサーを 14 点の計 28 点を設置し79

た．
プロパンの放出量は，IEC60335-2-40：2018 4-2)で採用されている片岡の式（4-1）を用いて求めた送風等の安全対策のない場合の最大許容充填量と，今後採用が検討されている十分な風量での送風を前提とした許容充填量（4-2）を用いたが，今回の実験では部屋の高さとして 2.4m を使って計算している．2.7 m×2.7 m×高さ
2.4 m の模擬室では，およそ 230g と 340g，2.7 m×5.4 m×高さ 2.4 m の模擬室では，およそ 330g と 680g になる．
𝑚𝑚ax = 2.5 × LFL5/4 × 𝐴1/2 × h0
𝑚𝑚ax = 0.5 × LFL × 𝐴 × h

（4-1）
（4-2）

𝑚𝑚ax：最大許容充填量，LFL：燃焼下限界，𝐴：床面積，h0：機器下面高さ，h：部屋の高さ（2.2m が上限）
これらの充填量を 4 分で全量放出する場合には，プロパンを封入した 20kg ボンベを 30 ℃に湯浴し，ガス取りしたプロパンガスをニードルバルブで流量調整し，マススローメーターで流量を確認しながら室内機の放出配管から放出した．また圧縮され液化した状態で漏洩する場合を模擬するためには，30 ℃に調整した恒温槽内に 5kg ボンベに封入された最大許容充填量のプロパンを設置して全量を放出した．
実験における放出動作等はすべて大空間外の計測室から，安全監視用ビデオカメラや濃度センサー指示値で安全を確認しながら遠隔操作で行った．
4.3.3 ルームエアコン室内機における漏洩拡散挙動計測の実験結果
室内空間の広さ，放出量（想定充填量），放出位置，放出速度，エアコン送風の条件，扉下隙間の有無の条
件を変えながら濃度分布時間履歴を計測し，点火実験による燃焼影響評価を行う条件を検討した．
式 4-1 を用いて計算した最大許容充填量を放出したすべての実験で，放出終了後にプロパンの可燃濃度域は観測されなかった．またエアコンの送風機能を用いて室内気を撹拌したすべての実験で送風運転中に可燃濃度域は観測されなかった．つまり，放出終了後に可燃濃度域が観測されるのは，送風を前提に緩和された許容量を送風なしで放出した場合のみであった．
2.7 m×2.7 m 模擬室実験
2.7 m×2.7 m の模擬室を用いた実験では，放出量（想定充填量），放出位置，放出方法，エアコン送風の条
件，扉下隙間の有無の条件を変えながら濃度分布時間履歴を計測した．
2.7 m×2.7 m の模擬室を用いた実験では，式 4-1 と 4-2 を用いて計算した放出量の比が 1.5 程度と小さいた
め，放出量 340g で送風を行わなかった場合でも放出位置によっては，可燃濃度域がほとんど形成されなかった．熱交換器中央でガス状態 4 分全量放出の場合，（Fig. 4-2 a）床面付近に 10 分程度可燃濃度域が形成された．熱交換器と配管接続部分に設置した 1.5mm 径ピンホールから 30 ℃の自圧で放出させた場合，（Fig. 4-2 c）
放出中のエアコン直下と放出開始後 5 分間程度の間の床面に可燃濃度域が形成された．
2.7 m×5.4 m 模擬室実験
2.7 m×5.4 m の模擬室を用いた実験では，放出量（想定充填量），放出方法，放出位置，放出速度，エアコン
送風の条件，扉下隙間の有無の条件を変えながら濃度分布時間履歴を計測した．
式 4-1 を用いて計算した最大許容充填量を放出した実験では，放出中の室内機下方でのみ可燃濃度域が観測され，放出終了後にプロパンの可燃濃度域は観測されなかった．
（Fig. 4-3-1b）

80

a)

b)

4

Concentrations / %Concentrations / %

3

2

1

0

0

240

480

720

0

240

480

720

time / stime / sFig. 4-3-1 Time profile of propane concentrations
2.7 m×5.4 m×h2.4 m, no airflow, no under door slit, center of heat exchanger discharge, gas phase 4 minutes.
a) 680g. b) 330g propane.
2.7 m×5.4 m 模擬室・式 4-1 充填量実験（放出位置・扉下隙間の影響）
4 分全量放出の放出条件で，放出位置を熱交換器中央，熱交換器-配管接続部，室内機内配管接続部として計測を行ったところ，熱交換器中央の場合のみ放出終了後も可燃濃度域が観測された．扉下隙間がない状態で可燃濃度域が観測された時間は 80 分程度であった．800 mm×4 mm の扉下隙間を 1 つ設けた場合は 55 分程度，
2 つ設けた場合は 40 分程度に短縮されたが，放出中や放出終了直後の拡散挙動に大きな変化は見られなかった．これは，扉下隙間から排出されるプロパン-空気混合気の濃度は計測から 2～3％程度であり，その体積は室内機付近から放出される 100%のプロパンとほぼ同体積だからである．
2.7 m×5.4 m 模擬室・式 4-1 充填量実験（放出方法・放出時間の影響）
放出位置を熱交換器中央として，均等全量放出の放出時間を 3，4，5，6，8，12，16 分に変化させて行った．
4 分，5 分で全量放出した場合の室内へのプロパン拡散挙動に大きな違いは見られなかった．それ以外の時間で放出した場合は，放出中・放出終了後のプロパン濃度は低く，可燃濃度域が消失するまでの時間も短かった．
12 分で放出した場合，放出終了後に可燃濃度域は見られなかった．同様の放出位置で放出方法を 30 ℃の自圧での急速放出とした場合，放出中のプロパン濃度は高かったが，放出終了後には可燃濃度域は見られなかった．
プロパンガスの噴出により室内の撹拌が促進されたためと考えられる．この結果から，広く冷媒の漏洩リスク評価で用いられている 4 分全量放出の条件は，形成される可燃濃度域の時空積の大きさを最大とする最悪条件となっていることが確認された．
2.7 m×5.4 m 模擬室・式 4-1 充填量実験（送風の影響）
放出位置を熱交換器中央として式 4-1 の充填量を 4 分全量放出した際に，エアコン送風機能を「弱・水平」に連続運転していた場合には，プロパンは室内に拡散され，放出中からどの計測点でも可燃濃度のプロパンは計測されなかった．Fig. 4-3-2 に 680g のプロパンを 4 分で全量放出した場合の送風の有無によるプロパン拡散
挙動の違いを示す．
また，4 分間全量放出中の放出開始から 30 秒後，１分後，2 分後に，エアコン送風機能を「最強・下向」に開始した場合のプロパン濃度拡散挙動を Fig. 4-3-3 に示す．送風開始後 10～20 秒程度で室内機下方の可燃濃度域が消滅した．

81

a)

b)
CH1-W-1[%]
CH1-W-2[%]
CH1-W-3[%]
CH1-W-4[%]
CH1-W-5[%]
CH1-W-6[%]
CH1-W-7[%]
CH1-W-8[%]
CH1-W-9[%]
CH1-W-10[%]
CH1-W-11[%]
CH1-W-12[%]
CH1-W-13[%]
CH1-W-14[%]
CH1-W-16[%]
CH1-W-17[%]
CH1-W-18[%]
CH1-W-19[%]
CH1-W-20[%]
CH1-W-21[%]
CH1-W-22[%]
CH1-W-23[%]
CH1-W-24[%]
CH1-W-25[%]
CH1-W-26[%]
CH1-W-27[%]
CH1-W-28[%]
CH1-W-29[%]

4
CH1-W-1[%]
CH1-W-2[%]
CH1-W-3[%]
CH1-W-4[%]
CH1-W-5[%]
CH1-W-6[%]
CH1-W-7[%]
CH1-W-8[%]
CH1-W-9[%]
CH1-W-10[%]
CH1-W-11[%]
CH1-W-12[%]
CH1-W-13[%]
CH1-W-14[%]
CH1-W-16[%]
CH1-W-17[%]
CH1-W-18[%]
CH1-W-19[%]
CH1-W-20[%]
CH1-W-21[%]
CH1-W-22[%]
CH1-W-23[%]
CH1-W-24[%]
CH1-W-25[%]
CH1-W-26[%]
CH1-W-27[%]
CH1-W-28[%]
CH1-W-29[%]

Concentrations / %

3

2

1

0
-60

0

60

120

180

240

300

360

420

480

-60

540

0

60

120

180

time / s

240

300

360

420

480

540

time / sFig. 4-3-2 Time profile of propane concentrations
2.7 m×5.4 m×h2.4 m, no under door slit, center of heat exchanger discharge, 680g propane gas phase 4 minutes.
a) no airflow. b) minimum horizontal airflow continuously.
a)

b)

c)

4

Concentrations / %

3

2

1

0
-60

0

60

120

time / s

180

240

300

-60

0

60

120

time / s

180

240

300 -60

0

60

120

180

240

300

time / sFig. 4-3-3 Time profile of propane concentrations
2.7 m×5.4 m×h2.4 m, no under door slit, center of heat exchanger discharge, 680g propane gas phase 4 minutes.
a) maximum airflow started 30 seconds after discharge. b) 1 minute after discharge. c) 2 minutes after discharge.

4.3.4 ルームエアコン室内機における実規模フィジカルハザード評価の実験手法
日立セメント太平田鉱山堆積場跡地の野外実験場に，2.7 m×5.4 m×高さ 2.4 m の鋼製模擬室を設置し，拡散挙動計測と同様の方法でプロパンを放出して点火し，燃焼影響評価実験を行った．現実の部屋に近い条件で燃焼影響を観測するため，2.7 m×5.4 m 空間のルームエアコンの室内機を設置した短辺の反対側中央に幅180cm の引き違いの掃き出しガラス窓を設置した．点火には，発電機からの交流 100V をネオントランスで15kV に昇圧して放電させた電気スパークを用いた．
燃焼影響を評価するため，放射熱センサーを室内と室外に 2 つずつ計 4 台設置した．またひずみ式圧力セン
サーを室内に 1 台，爆風計測用マイクロフォンをガラス窓側室外に 3 台，裏側に 2 台設置した．熱電対を室内
機上方，側壁上方，側壁下方に 1 点ずつ計 3 点設置した．
室内の火炎伝播を観測するため，5.4m の側壁中央に厚さ 50mm のアクリル窓を設置し，外側直近に可視域
モノクロ高速度カメラを設置した．また着火の有無を確認するため，ガラス掃き出し窓外 40m に赤外高速度カメラを設置した．
ガラス窓の破損挙動を観測するため，ガラス窓設置壁の延長線上 40m と 45°向き 40m に可視域カラー高速度カメラを設置した．
82

4.3.5 ルームエアコン室内機における実規模フィジカルハザード評価の実験結果
室内機送風ファンを運転せず式 4-1 で計算された充填量 330g を 4 分全量放出した直後に，模擬室中央床上
2cm で点火しても着火は起こらなかった．また室内機送風ファンを水平に弱運転し続けた状態で，式 4-2 で計算された充填量 625g を 4 分全量放出した直後に，模擬室中央床上 2cm で点火しても着火は起こらなかった．
室内機送風ファンを運転せず式 4-1 で計算された充填量 330g を 4 分全量放出する放出速度で，放出中の 3
分 30 秒に室内機下の床上 150cm で点火したところ着火が確認された．室内機正面のガラス掃き出し窓と側壁に設置したカーテンには異常はなかったが，エアコン室内機は全焼した．計測された室内圧の最大値は 2.3 kPa，
放射熱の最大値は 7.5 kW m-2 であった．Fig. 4-3-1 に着火直後から 200 ms ごとの静止画像を示す．
a)

b)

c)

Fig. 4-3-4 Fire observed after ignition at 30 seconds before finishing blowout.

d)(200 ms each)

室内機送風ファンを運転せず式 4-2 で計算された充填量 625g を 4 分全量放出した直後に，模擬室中央床上
2cm で点火したところ着火が確認された．室内機正面のガラス掃き出し窓は窓枠・ガラスとも破損し飛散した．
計測された室内圧の最大値は 5.6 kPa，放射熱の最大値は 6.1 kW m-2 であった．掃き出し窓外 10m で計測された爆風圧の最大値は 36 Pa であった．Fig. 4-3-2 に着火直後から 200 ms ごとの静止画像を示す．
a)

b)

c)

Fig. 4-3-5 Fire observed after ignition at 30 seconds before finishing blowout.

d)(200 ms each)

4.3.6 ルームエアコン室内機における実規模フィジカルハザード評価のまとめ
片岡の式（4-1）を用いて計算される許容充填量が放出された場合は放出流量後に着火は起こらなかった．
また室内気の撹拌を前提に緩和が検討されている充填量（式 4-2）が漏洩する場合でも，エアコン送風ファンが運転されている場合，障害物の少ない室内では着火は起こらなかった．
片岡の式（4-1）を用いて計算される許容充填量が放出された場合でも，漏洩中に着火が起こった場合は，樹脂で製作された室内機本体が燃焼して延焼する可能性があることが明らかになった．
室内気の撹拌を前提に緩和が検討されている充填量（式 4-2）が漏洩する際に送風が行われていない場合，
放出終了後に着火が起こると，ガラス窓が破損するほどの危害が生じる．ガラス窓等が破損し室内圧の上昇が限定的である場合は，燃焼による人体影響は小さいと考えられる．

83

4.4

リーチインショーケースの拡散挙動計測と実規模フィジカルハザード評価

プロパン（R290）を，冷媒として使用した冷蔵機内蔵リーチインショーケースから漏洩事故が起こった場合のリスク評価上の危害度を決定するための，漏洩着火事故の燃焼影響を評価した．実使用条件を想定して実物大の模擬室内にリーチインショーケースを設置し，想定される複数の漏洩条件での漏洩拡散挙動を計測して，着火時に危害度が大きいと予測される条件について，点火実験を行って燃焼影響を評価した．
4.4.1 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける漏洩拡散挙動計測の実験手法
労働安全衛生総合研究所配管等爆発実験施設の屋内大空間に，4.9 m×4.9 m×高さ 2.8 m の木製模擬室を設置し計測を行った．模擬室の一壁面中央に幅 120cm，奥行き 85cm，高さおよそ 200cm の冷蔵機内蔵リーチイ
ンショーケースを設置した．リーチインショーケースの扉は観音開きで，圧縮機等の機械部分はショーケース
部分の下部に設置されている．
プロパンの漏洩は，冷媒として充填されたプロパンの全量がまずショーケース庫内に漏洩拡散し，すべてのプロパンが庫内に保たれ均一濃度になった状態で扉が開かれる想定で行った．この漏洩方法は，同じ漏洩量の場合に室内のプロパン濃度が最も高くなる最悪条件だと考えられる．プロパンの充填量は 100g，500g，1000gの 3 通りとした．ショーケースの扉は，扉に設置したエアアクチュエーターを大空間外の計測室から遠隔操作
し，観音開きの両扉を同時に 3 秒間でそれぞれ 60°の角度まで開いた．
プロパン濃度センサーは，計測範囲 0-100 vol%の気体熱伝導式と，計測範囲 0-2.2 vol%及び 0-6.6 vol%の接触燃焼式のセンサーを用いた．気体熱伝導式センサーは，高濃度が予想されるショーケース内に 2 点，ショー
ケース付近の床上 5cm に 5 点，ショーケース扉前方向の床上 5cm，25cm，50cm に計 7 点，合計 14 点設置した．接触燃焼式センサーは，両側側面壁の床上 5cm と 25cm に 6 点ずつ計 12 点，模擬室中央断面上の床上
50cm，100cm，200cm，280cm に 16 点の計 28 点設置した．
4.4.2 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける漏洩拡散挙動計測の実験結果
送風等の室内気の撹拌を前提として緩和を検討されている 500g の充填量で，ショーケース下部の圧縮機冷却ファンを運転した場合を中心に，充填量，ファン運転の有無，庫内商品の有無等の条件を変えながら拡散挙動を計測した．冷却ファンを運転して 500g の充填量を庫内に漏洩させ開扉した場合，開扉後 5 分程度で模擬室内の可燃濃度域が消滅した．
（Fig. 4-4-1a）冷却ファンを運転せずに 500g の充填量を庫内に漏洩させ開扉した場合，模擬室内に 90 分程度の間，可燃濃度域が形成され続けた．冷却ファンを運転しない場合でも充填量を 100g とした場合は，可燃濃度域は 1 分程度で消滅した．庫内に設置した模擬ボトルの影響は大きくなかっ
た．
a)
b)
3

10

2.5
8

2

濃度 / vol%濃度 / vol%

6

1.5

4

1

2

0.5

0

0
0

120

240

360

480

600

0

time / s

60

120

180

240

300

360

time / sFig. 4-4-1 Time profile of propane concentrations. 4.9 m×4.9 m×h2.8 m,
500g propane with cooling fan driven. b) 100g propane without cooling fan.

84

4.4.3 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける実規模フィジカルハザード評価の実験手法
日立セメント太平田鉱山堆積場跡地の野外実験場に，4.9 m×4.9 m×高さ 2.8 m の鋼製模擬室を設置し，拡散挙動計測と同様の方法でプロパンを放出して点火し，燃焼影響評価実験を行った．現実の部屋に近い条件で燃焼影響を観測するため，ショーケースを設置した壁の反対側の壁に，自動ドアを模擬した幅 240cm の両開
きスライドガラス扉を設置した．点火には，発電機からの交流 100V をネオントランスで 15kV に昇圧して放電させた電気スパークを用いた．
燃焼影響を評価するため，放射熱センサーを室内と室外に 2 つずつ計 4 台設置した．またひずみ式圧力セン
サーを室内に 1 台，爆風計測用マイクロフォンをガラス扉側室外に 3 台，裏側に 2 台設置した．熱電対をショーケース内部，ショーケース上方，側壁上方，側壁下方に 1 点ずつ計 4 点設置した．
室内の火炎伝播を観測するため，側壁中央に厚さ 50mm のアクリル窓を設置し，外側直近に可視域モノクロ
高速度カメラを設置した．また着火の有無を確認するため，ガラス扉外 40m に赤外高速度カメラを設置した．
ガラス窓の破損挙動を観測するため，ガラス扉設置壁の延長線上 40m と 45°向き 40m に可視域カラー高速度カメラを設置した．
4.4.4 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける実規模フィジカルハザード評価の実験結果
漏洩拡散挙動計測に用いたものと同型のリーチインショーケースの冷蔵室下部にある圧縮機冷却用ファンを運転した状態で，500g のプロパン全量がショーケース庫内に漏洩したと想定した 26 %に庫内プロパン濃度を調整して遠隔操作により開扉し放電スパークにより点火した．ショーケース扉の開扉 5 分後に部屋中央床
上 2 cm で点火した場合には着火は起こらなかった．ショーケース開扉 40 秒後にショーケース扉前 50 cm 床上
2 cm で点火した場合，着火が確認されたが，模擬室ガラス扉の破損は起こらなかった．ショーケース開扉後
０秒後にショーケース扉前 50 cm 床上 2 cm 点火した場合，着火が確認され，模擬室ガラス窓の窓枠・ガラス共に破損し飛散した．
Fig. 4-4-1 に着火直後から 100 ms ごとの室内火炎伝播の様子を静止画像で示す．開扉後に庫内から比重の重いプロパン-空気混合気が下方に流出して点火装置に到達して着火が起こっていると考えられる．また，Fig. 44-2 に着火直後から 200 ms ごとの模擬室ガラス扉破損の様子を静止画像で示す．ガラス扉は模擬室内圧の上昇により外向きに飛散した後，ガラスが破損している様子が確認できる．
計測された室内圧の最大値は 5.0 kPa，掃き出し窓外 10m で爆風圧の最大値は 29 Pa であった．ガラス窓が破損することで，室内圧の上昇が 5 kPa 程度に抑えられたと考えられる．プロパンの燃焼速度は大きくないた
め，室外に伝達する爆風圧の影響は小さかった．
計測された放射熱の最大値は，室内外で 160 kW m-2 程度でり，持続時間が短いもののやけどを負うほどの危害度となった．
a)

b)

c)

Fig. 4-4-2 Fire observed after opening door with continuous ignitions. (100 ms each)

85

d)

a)

b)

c)

d)

e)

f)

Fig. 4-4-3 Glass door behavior observed after propane gas ignitions. (200 ms each)

また，冷蔵室下部にある圧縮機冷却用ファンを停止した状態で，100g のプロパン全量がショーケース庫内に漏洩したと想定した 5.2 %に庫内プロパン濃度を調整して遠隔操作により開扉し，ショーケース扉前 50 cm
床上 2 cm で放電スパークにより点火した．着火と模擬室ガラス扉枠の破損が確認されたが，ガラスは飛散しなかった．計測された室内圧の最大値は 4.4 kPa，放射熱の最大値は 8.7 kW m-2 であった．掃き出し窓外 10m
で計測された爆風圧の最大値は 26 Pa であった．Fig. 4-4-4 に着火直後からの室内火炎伝播の様子を 100 ms ごとの静止画像で示す．プロパンの濃度が低いために発光が小さいと考えられる．Fig. 4-4-5 に着火直後からの模擬室ガラス扉破損の様子を 400 ms ごとの静止画像で示す．ガラス扉は飛散したが，ガラスは破損しなかっ
た．
a)

b)

c)

d)

Fig. 4-4-4 Fire observed after opening door with continuous ignitions. (100 ms each)
a)

b)

c)

Fig. 4-4-5 Glass door behavior observed after propane gas ignitions. (400 ms each)86d)4.4.5 冷蔵機内蔵リーチインショーケースにおける実規模フィジカルハザード評価のまとめ
室内気の撹拌を前提に緩和が検討されている 500g の充填量では漏洩開始後 5 分以降に可燃濃度域がないことを要求されている．採用したリーチインショーケースでは，圧縮機冷却ファンを運転している場合，庫内漏洩した後の開扉後 5 分で，着火は起こらなかった．しかし開扉直後や開扉 40 秒後には着火が起こり，特に開扉直後に着火した場合のガラス扉の破損と放射熱危害が大きい結果になった．室内気の撹拌を前提に緩和が検討されている充填量で撹拌が行われない場合の危害はより大きくなると予想される．
現時点で対策が不必要とされている 100g の充填量でも，庫内漏洩した後の開扉直後に着火が起こる場合は，燃焼の危害度は比較的小さいがガラス扉等の破損が想定される．

4.5

小スケール実験によるルームエアコン室内機の拡散挙動計測とフィジカルハザード評価

冷媒漏洩時の拡散挙動や，典型的または最大のフィジカルハザードをより簡便に予測，推定する評価手法を検討するため，小スケール実験を行い，拡散挙動や燃焼挙動へのスケール効果を調査した．
冷媒としてプロパン（R290），R32，R1234yf を用い，9 畳の 1/1.8 スケールの鋼製模擬室（1.5m×3.0m×高さ 1.33m）の短壁面付近に設置した模擬漏洩ノズルから放出して，垂直濃度分布の時間履歴を計測した．また
上記試験で可燃濃度域が形成された場合と，模擬室床上にそれぞれの冷媒の化学量論比に近い濃度の可燃域を形成した条件で点火実験を行い，室内圧や放射熱を計測して燃焼影響を評価した．
4.5.1 ルームエアコン室内機における漏洩拡散挙動計測の実験手法
プロパン（R290）の漏洩拡散挙動実験は主に産総研爆発ピットで行った．実規模試験での室内機下端高さ
2.0m の 1/1.8 スケールである床上 1.11m（模擬室の短壁面中央）から，円筒形の模擬放出ノズルの内径を変えながら，2.2m の 1/1.8 スケールである床上 1.22m 以下を完全に攪拌した場合に燃焼下限界濃度の 1/2 となる量4-1)を放出し，実規模実験での垂直濃度分布を再現するノズル径を選定した．
R32 と R1234yf の漏洩拡散挙動実験とすべての冷媒の燃焼影響評価実験は，製品評価技術基盤機構（NITE）
蓄電池評価センターの多目的大型実験棟で行った．上記の産総研爆発ピットでのプロパン実験で選定した，内径 60mm の円管放出口から，床上 1.22m 以下を完全に攪拌した場合に燃焼下限界濃度の 1/2 となる量を放出した．放出時間としては，冷媒漏洩のリスク評価で国際的に用いられている 4 分全量放出の他，放出時間を変えながら実験を行った．濃度計測には酸素濃度計を用いて酸素濃度の時間履歴を計測することで，放出した冷媒の濃度分布時間履歴を観測した．
濃度センサーはいずれの実験でも，小スケール模擬室の長辺壁の中央部分付近に縦に並べ，床上高さ 0,
14, 28, 42, 55, 83, 111, 133cm の 8 点に設置した．
4.5.2 ルームエアコン室内機からの漏洩を模擬した小スケール漏洩拡散挙動計測の実験結果(1) 小スケールプロパン漏洩拡散実験による実規模漏洩拡散挙動の再現性
実規模試験での室内機下端高さ 2.0m の 1/1.8 スケールである床上 1.11m に円筒形の模擬放出ノズルを設置
し，内径を 25mm から 60mm まで変えながら 4 分間全量放出の放出実験を行い，9 畳実規模実験で形成された
垂直濃度分布を再現するノズル径を選定した．ノズル径 35mm 以上では垂直濃度分布に顕著な違いは見られなかったが，最もよく実規模実験を再現する内径 60mm の直円管ノズルを選定した．
(2) 小スケールプロパン漏洩拡散実験による化学量論比に近い可燃性混合気の形成
2019 年度に行ったルームエアコン室内機実機を用いた漏洩拡散挙動計測実験では，4 分間全量放出後の床面付近のプロパン濃度が最も高くなる漏洩箇所を検討するため，室内機内の現実的な漏洩箇所として 3 か所の漏洩箇所を想定して漏洩実験を行ったが，すべての室内機実機の構造や漏洩箇所を検討することは不可能であり，また漏洩が起こる室内の家具等設置の条件もすべてを検討することは不可能である．そこで，漏洩後に着火が起こる場合の燃焼影響上限値の適切な評価方法を検討するため，エアコンに充填された冷媒のほぼ全量が床面上に化学量論比の可燃領域層を形成する漏洩条件を検討した．具体的には，放出ノズル径を 60mmに固定して，放出高さを変えて 4 分全量放出実験を行い放出終了後の垂直濃度分布を確認した．ノズル高さ
57cm の条件で，床上 28cm 以下では 4-5 vol %，床上 42cm 以上では 1 vol%の濃度域層を形成することができた．
87

(3) 小スケール R32 漏洩拡散計測結果
プロパンを用いた小スケール漏洩実験で選定した内径 60mm の円管放出口から，床上 1.22m 以下を完全に攪拌した場合に燃焼下限界濃度の 1/2 となる R32 を放出した．漏洩時間は 4 分の他，8，12，18 分と変えて均等全量放出を行った．放出終了後の床上のプロパン濃度は 4 分放出で 9.5 vol%，18 分放出で 8 vol%程度と，放出時間が長くなるとわずかに濃度が低くなったが，放出時間の違いにる垂直分布の顕著な違いは見られな
かった．
（Fig. 4-2）いずれの放出時間の実験でも放出終了後に燃焼下限界の 13.3 vol%を超える濃度域はないと考えられる．
また，放出ノズル高さを 60cm とすることで，床面から床上 14cm までの範囲に化学量論比である 17.4 vol%に近い，16-17 vol%程度の可燃域を形成することができた．

10

591 L/min × 4分
46 L/min × 8分

R32

R1234yf

Concentrations / vol%8

14 L/min × 12分

4

30 L/min × 12分
6

19 L/min × 9分

3

20 L/min × 18分
4

2

34 L/min × 5分
2

1

0

0

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

Height / m

Height / m

Fig. 4-5-1 Vertical distribution of concentrations of refrigerants after discharge(4) 小スケール R1234yf 漏洩拡散計測結果
プロパンを用いた小スケール漏洩実験で選定した，内径 60mm の円管放出口から，床上 1.22m 以下を完全に攪拌した場合に燃焼下限界濃度の 1/2 となる R1234yf を放出した．漏洩時間は 5，9，12 分と変えて均等全量放出を行った．放出終了後の床上のプロパン濃度は，5 分放出で 3 vol%程度，12 分放出で 4.5 vol%程度と，放出時間が長くなると濃度が高くなった．9 分放出と 12 分放出の垂直分布に顕著な違いは見られなかったが，5 分放出に比べると各高さで 1.5 倍から 3 倍以上高くなっている．
（Fig. 4-5-1）いずれの放出時間の実験でも放出終了後に燃焼下限界の 6.2 vol%を超える濃度域はないと考えられる．
また，放出ノズル高さを 65cm とすることで，床面から床上 28cm までの範囲に化学量論比である 7.8 vol%に近い，7-8 vol%程度の可燃域を形成することができた．
4.3.3 ルームエアコン室内機からの漏洩を模擬した小スケール燃焼影響評価実験手法
前項の漏洩拡散挙動計測で取得した垂直濃度分布の中から燃焼影響評価を行う漏洩条件を選別して再現し，放出終了後 2 分に点火した．点火はネオントランスで 15 kV に昇圧した 60 Hz 交流電源の 1/2 周期を，模擬室
中央床上 2 cm に設置したスパークプラグで放電することで行った．
実規模実験で幅 1 間の引き違い掃き出し窓を設置した短壁面には，1/1.8 にスケールした開口に厚さ 1mm ま
たは 2mm のアクリル板を鋼製枠でボルト止めして設置した．
燃総影響計測は，模擬室内壁に設置したひずみゲージ式圧力センサー，模擬室内外に設置した放射熱センサ
ー，模擬室外に設置した爆風計測用マイクロフォンで行った．また着火を確認するための近赤外高速度カメラ，
火炎伝播の様子を観測するためのモノクロ可視高速度カメラを設置した．
4.3.4 ルームエアコン室内機からの漏洩を模擬した小スケール燃焼影響評価実験の結果(1) 小スケールプロパン燃焼影響評価の結果と実規模実験結果との比較
実規模実験の垂直濃度分布を再現する放出条件での計測結果は，室内ピーク過圧は 13 kPa，室内壁での放射88熱ピーク値は 26 kW であった．実規模実験で計測された値はそれぞれ 5.6 kPa，6.1 kW であり，小スケール実験の結果はこの 3-4 倍となっている．小スケールで値が大きくなってしまった原因としては，掃き出し窓とア
クリル窓の被破壊挙動の違いや，壁面に設置する放射熱センサーと炎との距離の違い等が考えられるが，掃き出し窓のスケール化や計測距離の補正は比較的に困難である．
(2) 小スケールプロパン燃焼影響評価の濃度分布の影響
前項の小スケール実験におけるプロパン濃度は，床面から床上 55 cm 程度まで，プロパンの燃焼下限界に近い，2.2-2.6 vol%程度でるのに対し，放出ノズル高さを下げて，床面から床上 28cm 程度を 4-5 vol %とする放出
条件で燃焼影響を計測したところ，室内ピーク過圧は 20 kPa，室内壁での放射熱ピーク値は 87 kW であった．
密閉容器が破損しない場合の燃焼後の容器内圧は，燃焼が早く壁面への熱伝達が相対的に遅い場合には，燃焼熱から計算される値に近く，漏洩された冷媒量が等しい場合にはほぼ等しくなると考えられる．本研究では実際の居室空間に近い条件として，内圧によって破壊される前提のアクリル製模擬窓を設置しているが，同じ
1 mm 厚のアクリル板を用いた実験でも燃焼速度が大きい化学量論比近くの濃度域の燃焼での室内ピーク過圧
が 1.5 倍程度大きくなっている．また放射熱ピーク値は 3 倍以上になっていて，これは化学量論比以上の濃度域があることで，すすからの赤外放射が大きくなったためだと考えられる．
(3) 小スケール R32 燃焼影響評価の結果
4.5.2(3)の放出条件で形成した，床面から床上 14cm までを 16-17 vol%程度の可燃域に点火して，燃焼影響を計測したところ，室内ピーク過圧は 5.7 kPa，室内壁での放射熱ピーク値は 2.6 kW であった．室内ピーク過圧は，同じ 1 mm 厚のアクリル窓材を用いたプロパン実験の 1/2 程度，室内壁での放射熱ピーク値は 1/10 程度である．
(4) 小スケール R32 燃焼影響に対するアクリル窓厚さの影響
前項で用いた 4.5.2(3)の放出条件，2 mm 厚のアクリル窓材を用いた燃焼影響評価実験を行ったところ，室内
ピーク過圧は 33 kPa，室内壁での放射熱ピーク値は 38 kW であった．これは，1 mm 厚のアクリル材での結果の内圧は 5 倍以上，放射熱は 10 倍以上である．破損する圧力開放口がある実験では，室内圧に対し燃焼速度以上に圧力開放の時期が影響すること，放射熱にも圧力開放の時期が大きく影響することが示された．
(5) 小スケール R1234yf 燃焼影響評価の結果
4.5.2(4)の放出条件で形成した，床面から床上 28cm までを 7-8 vol%程度の可燃域に点火して，燃焼影響を計測したところ，室内ピーク過圧は 0.8 kPa，室内壁での放射熱ピーク値は 0.3 kW であった．室内ピーク過圧は，同じ 1 mm 厚のアクリル窓材を用いたプロパン実験の 1/20 程度，室内壁での放射熱ピーク値は 1/80 程度である．R32 の結果と比較しても，室内ピーク過圧は 1/7 程度，放射熱は 1/9 程度である．Fig. 4-3-2 に観測された
近赤外高速度カメラの画像を示す．火炎伝播速度の遅い R1234yf の火炎は浮力で上昇して水平方向に伝播し終える前に天井付近に到達し，模擬室内の R1234yf を消費し終える前に消炎する．
(6) 小スケール R1234yf 燃焼影響に対する湿度添加の影響
模擬室内に湿らせたペーパータオルを敷き詰めて室内を加湿し，前項で用いた 4.5.2(4)と同じ放出条件で放出して点火し，燃焼影響を計測した．室内ピーク過圧は 3.2 kPa，室内壁での放射熱ピーク値は 0.7 kW であり，
室内ピーク過圧で 4 倍，放射熱で 2 倍程度になった．
a)

b)

c)

d)

Fig. 4-5-2 Fire observed after ignition at 2 min after finishing discharge. (R1234yf, 100 ms each)89

e)4.5.5 ルームエアコン室内機における小規模フィジカルハザード評価のまとめ
プロパン（R290），R32，R1234yf の 3 つの冷媒について，小スケール模擬室を用いて漏洩拡散挙動計測実験
及び燃焼影響評価実験を行い，燃焼影響評価の簡便化の可能性について検討した．プロパンの結果について，
昨年度の実規模影響評価実験の結果と比較したところ，破損する窓のスケール化やセンサー距離の補正が困難であると考えられる．模擬窓の耐圧性や，R1234yf では加湿の影響があることが示された．2022 年度は，
R32，R1234yf 等の冷媒について，実規模の拡散挙動計測と燃焼影響評価実験を行った．詳細は NEDO 最終報
告書を参照されたい．

参考文献
4-1) 微燃性冷媒を使用したビル用マルチエアコンの リスク評価報告書, 日本冷凍空調工業会（2017）4-2) IEC 60335-2-40: 2018. Household and similar electrical appliance - Safety - Part 2-40: Particular requirements forelectrical heat pumps, air-conditioners and dehumidifiers. I.E.C

90

５.
5.1

産業技術総合研究所機能化学研究部門の成果

はじめに本研究開発の目的は，低 GWP かつ安全性に優れた冷媒の開発・普及を支援するため，特にフッ素系冷媒の混合が燃焼特性等の安全性に与える影響を明らかにすることである．評価の対象として，燃焼性を有する低GWP 冷媒と，燃焼性の低い冷媒の組合せを中心に検討し，国内外で検討されている冷媒の安全性基準を満たす混合組成範囲，例えば，国際標準 ISO817 における「微燃性等級（Class 2L）」に分類され我が国の高圧ガス保安法令が定める「特定不活性ガス」に位置づけられるガスと同等以上の高安全性となる混合組成範囲を明確化する．また，低 GWP 冷媒の将来的な実用化を見すえ，温度，湿度，冷媒の濃度分布等が燃焼性に与える影響を評価し，実用上の燃焼安全性を明らかにする．具体的には，評価の対象は，R32/R1234yf，HFO-1123/R32，
及び HFO-1123/R1234yf 混合系を中心とし，燃焼諸特性の混合比及び温度・湿度依存性の評価を行い，任意の混合組成，実用上の温度・湿度において，R32 や R1234yf 単体という既存の「特定不活性ガス」を上回ることが無いかどうか検討した．
新規低 GWP 混合冷媒として R32/1234yf 混合系を，従来型の混合冷媒として R32/152a 混合系を対象とし，混合冷媒の各混合組成について，標準条件及び種々の温度湿度条件における燃焼限界，燃焼速度，
及び消炎距離等の燃焼特性評価を行った．その結果，新規低 GWP 混合冷媒については，任意の混合組成において，実用上の温度，湿度条件の範囲で，既存の特定不活性ガス（R1234yf 及び R32）よりも低い
燃焼特性を示すことを明らかにした．従来型の混合冷媒については，標準条件における最大燃焼速度が特定不活性ガスと同等以下の微燃性となる混合組成を明らかにした．
また，低 GWP 混合冷媒候補として，HFO-1123/R1234yf 混合系及び HFO-1123/R32 混合系を対象とし，主成分である HFO-1123 単体及び混合冷媒の各混合組成について，標準条件及び種々の温度湿度条件における燃焼特性評価を行った．さらに，燃焼限界については，CF3I 混合系を含む種々の混合系について不燃化及び不活性ガス化する混合組成の検討を行った．また，濃度分布影響評価として，低 GWP 混合冷媒の主成分として用いられる R1234yf 及び R32/1234yf 混合系について，大規模容器に下方漏洩した場合の濃度分布の時間変化及び燃焼性の時間変化の評価を行った．

5.2

低 GWP 混合冷媒の燃焼限界の評価

5.2.1 燃焼限界の評価方法
燃焼限界の評価は，2021 年 4 月に高圧ガス保安法令に新たに採用されたフルオロカーボン類の爆発限界測定法（EN1839 B，Bomb 法 5-1），圧力上昇率 100×(Pmax – P0)/P0 ≥ 30（%）を可燃と判定）を用いて行った．
Fig. 5-1 に，R32 及び R1234yf について，燃焼限界（下限界，LFL）近傍の濃度における燃焼時の圧力上昇率
及び温度上昇を測定した結果を示す．連続する 3 濃度 B3,B2,B1 で圧力上昇率 30%を常に下回った場合の最高濃度 B1 と，連続する 3 濃度 A1,A2,A3 で圧力上昇率 30%を常に上回った場合の最低濃度 A1 の平均値(B1 + A1)/2
を燃焼限界値とした．Fig. 5-1(a)に示したように，R32 については圧力上昇率から，LFL＝(13.75 + 13.65)/2 = 13.7
vol%と求められた．Fig. 5-1(b)に示したように，R1234yf については圧力上昇率データのばらつきが大きいが，LFL は(7.15 + 6.50)/2 = 6.8 vol%と求められた．

91

系列1

A1 A
3
A2

P-rise
300

30
20
10

200

100×(Pmax – P0)/P0, %圧上昇率 (ratio)
100×(Pmax – P0)/P0, %

500

400

B
B3B2 10

12.9 13.1 13.3 13.5 13.7100
0300 12.9 13.1 13.3 13.5 13.7 13.9 14.1
T-riseR32 (vol%)90
P-rise
80
70
60
50
40
30
B1
20
B3B2
系列1
10
0
160 6.1 6.3 6.5

T-rise140
Tmax – T0, K

T-rise, K
Tmax – T0, K

系列2

系列3

(b) R1234yf(a) R32

200

100

A3
A A2
1

系列2

6.7

6.9

系列3

7.1

7.3

120
100
80
60
40
20

0

0
12.9 13.1 13.3 13.5 13.7 13.9 14.1
R32 concentration,
R32 (vol%) vol%6.1

6.3 6.5 6.7 6.9 7.1 7.3
R1234yf concentration, vol%Fig. 5-1 LFL measurement by EN1839 B method for (a) R32 and (b) R1234yf. All the tests were conducted at 25
2 ℃ and 101.3 kPa 1%.
5.2.2 R32/1234yf 混合系の燃焼限界評価
R32 及び R1234yf 各々単独ガスについて燃焼限界の温度湿度影響を明らかにするため，まず，温度影響の測定を実施した．その結果，通常実用上の温度範囲 15～60℃において，燃焼限界は大きく変化しないことが分かった．高温度域での燃焼限界の変化は低温度域よりも顕著になる傾向が現れた．R1234yf の LFL は，White則に基づく予測の温度依存性と異なる結果が得られた．次に，R32 及び R1234yf 単体の燃焼限界の湿度影響について測定を実施した．燃焼限界を相対湿度に対して関数化するほかに，[H2O]/[Sample]モル比の関数として表現することができた．
次に，R32/1234yf 混合系について，モル混合比に対する燃焼限界の温度依存性を測定した（温度範囲 15～
60℃，湿度 0%RH）．結果を Fig. 5-2 に示す．グラフの縦軸切片は R32 及び R1234yf 単独ガスの燃焼限界を表す．混合系は単独ガスと同様，この程度の温度範囲では，燃焼限界に大きな変化が見られないことが確認でき
た．乾燥空気中での燃焼限界の変化は，上限界（UFL），LFL とも R32 のモル混合比増加に伴い単調に増大し，
概ねル・シャトリエ式に従い，また簡単な 2 次式によって近似できることが分かった．
GWP, -

0100 200 300 400 500 600

LFL,UFL, vol%

25

15℃
25℃
35℃
60℃

20
15

UFL

10

LFL

5
0.0

0.2
0.4
0.6
0.8
R32/(R32+1234yf) mol ratio, -1.0

Fig. 5-2 Effect of temperature on flammability limits of R32/1234yf blends at 0 % RH.
92

次に，R32/1234yf 混合系について，燃焼限界に対する湿度の影響を調べた．測定温度は全て 35℃，また，
LFL，UFL 共に最高の相対湿度は 35℃換算で 10, 35, 63%RH である．結果を Fig. 5-3 に示す．Calc1 は通常のル・シャトリエ予測，Calc2 は測定値ごとに[H2O]/[Sample]のモル比が同じ値になるよう調整してル・シャトリエ予測した値であるが，この系では Calc1 と 2 の間にそれほど大きな相違は見られなかった．

LFL,UFL, vol%

30
25

30

LFLobsUFLobs
calc1
calc2

(a)

20

(b)

25
20

15

15

10

10

5

5

LFLobsUFLobs
calc1
calc2

0

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

R32/(R32+R1234yf) mol ratio (x), -R32/(R32+R1234yf) mol ratio (x), -Fig. 5-3 Effect of humidity on flammability limits of R32/1234yf blends measured at (a) 35℃ and 10%RH and (b)35℃ and 63%RH.
前述のように，温度 35℃で湿度条件各一定（35℃換算で 0%, 10%，35%，及び 63%RH）で燃焼限界を測定してきた．いずれの場合も，燃焼限界測定値(y)は R32 モル混合比(x) に対して y = ax2 + bx + c の形の 2 次式で良好な近似が可能であることが判明した．LFL，UFL のそれぞれについて得られた混合比依存の係数 a，係
数 b，係数 c の値をそれぞれ最小二乗法により相対湿度（r  %RH/100)に対する 2 次式として得た．これらの係数を Table 5-1 にまとめて示す．こうして得られた式に，例えば r = 0.50 を代入すれば，相対湿度 50%RH における任意の混合組成に対応する LFL 及び UFL の予測値が得られると期待できる．このことを検証するために，得られた係数 a，b，c の値を用いて各組成の LFL 及び UFL の値を予測し，実測値と比較してみた．Fig. 54 に示すように，予測値は基本的に誤差範囲内で測定値と一致し，R32/1234yf 混合系については，任意の混合比及び湿度，及び実用の温度範囲において，燃焼限界を見積もることが可能となった．
Table 5-1 Coefficients for flammability limits of R32/1234yf blends at relative humidity r
LFL 0%RH

10%RH 35%RH 63%RH

a

7.47

6.85

7.15

7.24

r dependency of each coefficient

r=0.5 (50%RH)→

ya = -1.95r2+1.49r+7.03

→

7.29

→

0.995

→

5.155

b

-0.074-0.072

0.965

0.961

→

yb = -3.85r2+4.36r-0.22

c

6.72

6.07

5.31

5.27

→

yc = 6.37r2-6.25r+6.69

UFL 0%RH

10%RH 35%RH 63%RH

r dependency of each coefficient

a

12.68

10.85

9.26

7.83

→

za = 8.84r2-12.80r+12.44

→

8.25

b

2.76

3.61

4.4

5.44

→

zb = -2.28r2+5.45r+2.88

→

5.04

c

11.59

11.94

12.55

12.74

→

zc = -3.26r2+3.89r+11.59→

12.71593

r=0.5 (50%RH)

LFL,UFL, vol%

30

20

10
Prediction
LFL observed
UFL observed

0
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

R32/(R32+1234yf) mol ratio (x), Fig. 5-4 Comparison between prediction and experiment for flammability limits of R32/1234yf blends at 35℃
50%RH.
5.2.3 HFO-1123/R1234yf 混合系の燃焼限界評価
HFO-1123/R1234yf 混合系について，温度 35 及び 60℃，相対湿度 0%，10%，35%，50%，及び 63%RH の条
件で，種々の混合比における燃焼限界を評価した．結果の一例を Fig. 5-5，5-6 に示す．概ね，高温，高相対湿度条件において LFL 値が低くなり，可燃範囲が拡大した．この混合系については，単体の同じ[H2O]/[Sample]の燃焼限界値を用いたル・シャトリエ則に概ね従い，乖離は 0.8 %ポイント内だった．また湿度が増加するにつれて，予測と実測の合致が良くなることが分かった．乾燥条件において，混合することにより成分単体のいずれよりも LFL 値が大きくなる混合組成があることが分かった．

Fig. 5-5 Flammability limits for HFO-1123/R1234yf blends measured at (a) 35 and (b) 60 ℃ and various humidity
conditions.

94Fig. 5-6 Flammability limits for HFO-1123/R1234yf blends measured at 35 and 60℃ at (a) dry, (b) low, and (c) highabsolute humidity.
5.2.4

HFO-1123/R32 混合系の燃焼限界評価

HFO-1123/R32 混合系について，温度 35 及び 60℃において相対湿度 0%，10%，及び 20%，及び 35℃で 63%RHの条件で燃焼限界の評価を行った．結果の一例を Fig. 5-7 に示す．概ね，高温，高相対湿度条件において LFL
値が低くなり，可燃範囲が拡大した．混合比が R32 > HFO-1123 の場合，LFL 値に及ぼす湿度の影響は小さい．
これは，R32 が湿度による LFL 変化が殆ど無いからと考えられる．混合比が R32 < HFO-1123 の場合，湿度を高くすると，LFL 値が大幅に下がる．35℃と 60℃の LFL を比較すると，高湿度の場合，LFL 値に与える温度
影響は小さくなることが分かった．また，この混合系については，特に高湿度の場合，単体の同じ絶対湿度の燃焼限界値を用いたル・シャトリエ則に概ね従い，予測法として適用できることが分かった．

Fig. 5-7 Flammability limits for HFO-1123/R32 blends measured at 35 and 60℃ at (a) dry, (b) low, and (c) highabsolute humidity.

5.3

混合冷媒の不活性化条件の検討

混合冷媒の不活性化条件の検討は，特に断りが無い場合，EN1839 B 法，圧力上昇率 30%判定を用いて行った．Fig. 5-8(a)は CO2/R1234yf 混合系，Fig. 5-8(b)は CO2/HFO-1123 混合系の燃焼限界測定結果である．前者では R1234yf の混合モル比が 0.683 以下で，後者では HFO-1123 の混合モル比が 0.523 以下で不燃（FIP = FuelInertization Point）となった．LFL が 10 vol%以上（高圧ガス保安法上の「不活性ガス」）になる条件は，前者では R1234yf の混合モル比が 0.737 以下，
後者では HFO-1123 の混合モル比が 0.936 以下であることが分かった．

95

15

35

13
11

LFL, UFL, vol%LFL, UFL, vol%(a)
FIP
=0.683

9
LFL
7

UFL

5

30

25
20

(b)
FIP
=0.523

15

10

LFL

5

UFL

0
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
R1234yf/(CO2+R1234yf) mol ratio, -0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0
HFO-1123/(CO2+HFO-1123) mol ratio, -Fig. 5-8 Flammability limits for (a) CO2/R1234yf blends and (b) CO2/HFO-1123 blends at 35 ℃ and 0%RH.
上記と同様の方法によって，種々の可燃性ガスの FIP を求め，可燃性ガスに対する CO2 の混合効果を調べた．Table 5-2 及び Fig. 5-9 は，本研究に加え ASHRAE 法による同様の測定値を含め，混合系の FIP における
CO2 の混合モル比を可燃成分単体の LFL に対してプロットしたものである．
（●は一般的な可燃性ガス，▲は微燃性ガスを表す）．Fig. 5-9 から，一般的な可燃性ガスについては FIP における CO2 混合モル比は LFL に対しかなり系統的な変化を示すが，R1234yf や HFO-1123 等のフッ素系化合物では相関がかなり乱れることが分
かった．
Table 5-2 FIP for CO2/flammable gas mixtures at 35 ℃ and 0%RH

LFL
Flammable

FIP
Fuel ratio

CO2 ratio

Mixture

C3H8*

vol%
2.03

ratio
0.085

ratio
0.915

vol%
34.12

C3H6*

2.16

0.087

0.913

37.36

C2H4*

2.74

0.087

0.913

45.98

MeOMe*

3.30

0.118

0.882

39.66

R152a*

4.32

0.170

0.83

35.29

CH4*

4.90

0.206

0.794

31.41

HCOOCH3*

5.25

0.167

0.833

42.51

R1234yf

6.95

0.683

0.317

11.78

HFO-1123/R1234yf (40/60 vol%)

7.70

0.605

0.395

17.81

HFO-1123

8.50

0.523

0.477

25.47

R32/1234yf (60/40 vol%)

8.90

0.557

0.443

20.15

* measured by ASHRAE method.

96

CO2 ratio at FIP, -

1
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
0.2
0.1
0

HFO-1123

R1234yf
0

2

4

6

8

10

LFL of flammable, vol%Fig.5-9 CO2 mole mixing ratio at FIP for CO2/flammable gas mixtures at 35 ℃ and 0%RH. Data from Table 5-2.
次に，CO2 又は R32 を希釈剤として一般の可燃性ガスに添加した場合に，混合系の LFL が 10 vol%になる時（不活性ガス化）の CO2 又は R32 混合比率を実験的に求めた．Table 5-3 に測定結果を，Fig.5-10 にこの結果を元の可燃性ガスの LFL に対してプロットして示す．CO2 混合系については，Fig.5-10 のとおり一般の可燃性ガ
スではかなり良い直線関係を示すのに対し，R1234yf や HFO-1123 ではその直線からやや下方にずれることが分かった．この結果を近似曲線で表すと，次式のようになった．
𝑦 = 0.1156(10 − 𝑥) − 0.0006(10 − 𝑥)2 − 0.0109(100 − 𝑥 2 )0.5
(5 − 1)
但し，x は可燃性ガス単体の LFL(vol%)を，y は LFL が 10 vol%となる時の CO2 の混合モル比(-)を表す．R32 混
合系については，多くの可燃性ガスではル・シャトリエ式による予測にかなり良く一致するのに対して，
R1234yf や HFO-1123 は予測からかなり外れることが分かった．その主たる理由は，これらのガス単体の LFL
値が 10 vol%に近く，R32 混合比に対する LFL プロットの変化量が小さいため，LFL 値の小さなズレが不活性
ガス化条件の予測を大きく乖離させるためである．このような場合，最終的には予測値近辺での実測による確定が必要である．
Table 5-3 CO2 or R32 mole mixing ratio at LFL = 10 vol% for (CO2 or R32)/flammable gas mixtures at 35 ℃ and
0%RH

Flammable

LFL

C3H8
C3H6
C2H4
MeOMe
R152a
CH4
HCOOCH3
R1234yf
R143a
HFO-1123/R1234yf (40/60 vol%)HFO-1123
R32/1234yf (60/40 vol%)HFO-1123/R32 (90/10 vol%)

vol%
2.03
2.16
2.74
3.30
4.32
4.90
5.25
6.95
7.23
7.70
8.50
8.90
9.23

CO2 ratio
Linear
Obs.
func.
0.774
0.80
0.758
0.78
0.700
0.73
0.644
0.67
0.545
0.57
0.470
0.51
0.453
0.48
0.26
0.31
0.28
0.173
0.23
0.082
0.15
0.109
0.11
0.050
0.08

97

R32 ratio

Obs.
0.930

Error
0.005

0.897

0.007

0.821
0.762

0.012
0.016

0.723
0.586

0.030
0.044

0.656

0.03

LC's
pred.
0.94
0.93
0.91
0.89
0.84
0.80
0.78
0.63
0.60
0.54
0.41
0.33
0.25

CO2 or R32 ratio for LFL of 10 vol%, -

1.0
0.8

R1234yf

HFO-1123

0.6
0.4〇 R32R32添加
addition▲ CO2CO2添加
addition
ルシャトリエ計算-- Le Chatelier’s
prediction--- linear
function
直線

0.2
0.0
0

2

4

6

8

10

LFL of flammable, vol%Fig. 5-10

CO2 or R32 mole mixing ratio at LFL = 10 vol% for (CO2 or R32)/flammable gas mixtures at 35 ℃ and
0%RH. Data from Table 5-3.

不燃化条件解明の一環として，強固な不燃性ガスと目される CF3I を混合した場合の燃焼限界の測定を行った．まずいくつかの条件で単体の燃焼限界測定を行った．Fig. 5-11 に CF3I 濃度と圧力上昇率の関係について測定結果を示す．
可燃性を圧力上昇率 ≥ 30%判定で判断すると，検討した 3 条件においていずれも濃度 50 vol%近傍に可燃と判定される条件が存在することが分かった．次に，CF3I 混合系について燃焼限界を評価した．
Fig. 5-12(a)は一例としてメタンに関し CF3I を混合した場合を CO2 混合の場合と比較したものである．CO2 では不活性ガス添加の際の典型的な変化が見られるが，CF3I の場合は添加量が増加すると，むしろ燃焼範囲が顕著に拡大することが判明した．Fig. 5-12(b)は一例として R1234yf に関し CF3I を混合した場合を示す．少量の CF3I を添加すると燃焼性は低下し，すぐに不燃となる（FIP①）が，逆に CF3I に R1234yf を添加していくと燃焼性は大きく上昇し， R1234yf モル比 > 0.66 で不燃になる（FIP②）ことが分かり，FIP が２つ現れる特異的な結果が得られた．

Fig.5-11 Maximum pressure rise rate vs. CF3I concentration after spark discharge of CF3I/air mixture at three test
conditions. (a) at 23 ℃ and 0%RH (circle) and 50%RH (triangle). (b) at 35 ℃ and 0%RH.

98

Fig. 5-12 Effect of CO2 and CF3I addition on flammability limits of flammable gases.
(a) Flammability limits of CO2/CH4 and CF3I/CH4 mixtures at 35 ℃ and 0%RH. (b) Flammability limits of CO2/CH4
and R1234yf/CF3I mixtures at 35 ℃ and 0%RH.

5.4

低 GWP 混合冷媒の燃焼速度の評価

5.4.1 R32/1234yf 混合系の燃焼速度の評価
総括燃焼反応速度は，アレニウス型の式で記述することができるため，重量燃焼速度(u Su)は，(5-2)式のように記述される．
(𝜌𝑢 𝑆𝑢 )2 ∝ 𝑒𝑥𝑝(− 𝐸𝑎 ⁄𝑅𝑇𝑏 )(5-2)

ここで，u は未燃ガス密度，Su は燃焼速度，Ea は総括活性化エネルギー，R は気体定数，Tb は反応温度であり断熱火炎温度で代表させている．反応系の化学反応が大きく変化しない条件において，燃焼速度は火炎温度に指数関数的に依存する．従ってまず，混合系の火炎温度の計算を行った．Fig. 5-13 に，その一例として
R32/1234yf (50/50 vol%)混合系の火炎温度の濃度依存性（初期温度 298 K，圧力 1 atm），及び Fig. 5-14 に
R32/1234yf 混合系の火炎温度の混合比依存性（当量比 φ = 1.0）を示す．併せて，成分単体の火炎温度から種々のル・シャトリエ則で算出した値を示す．これらの比較の結果，全ての濃度範囲及び混合組成について，いずれのル・シャトリエ則によってもこの混合系の顕著な火炎温度の低さを表現しないことが分かり，各成分の相互作用の寄与の可能性が示唆された．

Flame temperature (Tad), K

グラフ タイトル
2250
R32

R1234yf

Eq calc

mol frac LC

mass frac LCe frac LC

2200

R32

2150

R32/1234yf
R1234yf

2100

2050

2000
0.8

0.9

1

1.1

1.2

1.3

1.4

Equivalence ratio (φ), Fig. 5-13 Flame temperature for R32/1234yf (50/50 v/v) blend at T 0 = 298K and P0 = 1 atm.

99

Tad vs mol fraction
2200〇Tad,1+2△n1Tad1 + n2Tad2
Le Chatelier's law--- mole fraction basis--- mass fraction basis--- energy fraction basis

Tad, K

2180
2160

2140
2120
2100
2080
2060
0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

R32/(R32+R1234yf) mol ratio, Fig. 5-14 Flame temperatures of R32/1234yf blends as a function of mixing rate. At φ = 1.0, T 0 = 298K, and P0 =1 atm.
上記の知見をふまえ，R32/1234yf 混合系について，種々の温度湿度条件における燃焼速度の混合比依存性を，シュリーレン可視化法を用いて評価した．まず，湿度 0%RH の混合比全域について，広範な温度での測定を行った．Fig. 5-15 に結果の一例を示す．燃焼限界の場合と同様，実用上の温度範囲においては最大
燃焼速度（Su,max）の差がほとんど無く，温度 T K と T0 =298.15 K を比較した場合，Su, max, R32/1234yf (T) = Su, max,R32/1234yf
1.15 程度であることを確認した．また乾燥空気条件では，R32 モル混合比の増加につれて燃焼速度(T0) (T/T0)
は単調増加するが，火炎温度の傾向と同様，R32 モル混合比が 0.5 を超える程度まで燃焼速度の顕著な増加は確認されなかった．Fig. 5-15 に曲線で示したとおり，本混合系の最大燃焼速度は，モル分率のル・シ
ャトリエ式ではうまく表現できず，重量分率又はエネルギー分率のル・シャトリエ式で良好に表現できた．

R32/R1234yf混合系

7

Su,max, cm s-1

Su,max(1atm)

6○ exp.
--- mole fraction Le Chatelier’s rule--- mass fraction Le Chatelier’s rule--- energy fraction Le Chatelier’s rule

5

4
3
2
1
0

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

R32/(R32+ R1234yf) ratio
mol ratio, R32/(R32+R1234yf)mol
Fig. 5-15 Maximum burning velocities as a function of mixing rate for R32/1234yf blends at 35°C, 1 atm, and 0%RH.
次に，R32/1234yf 混合系について 35℃における燃焼速度の湿度影響評価を行った．Fig. 5-16 に結果をまとめて示す．成分単体の絶対湿度（AH, g-H2O/g- dry air）依存性は，35℃63%RH（AH = 0.0225，27℃露点に相当する絶対湿度）程度までの湿度条件で，R32 について Su,max,R32(35℃, AH) = -4020.5AH2 + 112.53AH + 6.53，
R1234yf について Su,max,R1234yf(35℃, AH) = -2144.8 AH3 - 432.77 AH2 + 158.42 AH + 1.68 と表せた．R32/1234yf 混合系
では，R1234yf 比率の高いものほど，湿度への感度が高いことが分かった．湿度が増加するにつれて，混合系の燃焼速度の混合比依存性は緩やかになるが，これは R1234yf 単体の燃焼速度が湿度によって増加するためと考えられる．また，湿度 56%RH 以上で R32 モル混合比 0.8 以上では，反応系の総 H 数が総F 数を上回るため，これ以上加湿しても影響はそれほど受けなくなり燃焼速度の変化が小さくなる と考えられる．これらをふまえ実験結果を数式で表現したものを Fig. 5-16 に曲線で示す．Fig. 5-16 (a)は，エネ
ルギー分率のルシャトリエ則であり，各成分単体の燃焼速度として混合系と同一の絶対湿度での値を用いている．また，R1234yf の燃焼熱は絶対湿度の関数として Hc, R1234yf = 1139.24 AH + 1170.52 (kJ mol-1)を用いた．
100

この推算では，R32 モル混合比が 0.6 以上において実験値を表現しないことが分かった．Fig. 5-16(b)は，エネ
ルギー分率のルシャトリエ則であるが，反応系内の H2O が全て R1234yf と反応するとして，R1234yf 単体の燃焼速度及び燃焼熱を使用した．R32 単体の湿度影響を無視したため，R32 単体の燃焼速度は再現しないが，それ以外の混合系については概ね実験結果や前述の傾向を良く表現することが分かった．また，本混合系の最大燃焼速度は，モル分率のル・シャトリエ則よりも，エネルギー分率のル・シャトリエ則で良好に表現できた．
結論として，この混合系は任意の混合組成において，今回評価した 35℃63%RH 以下の実用上の温度・湿度条件下で，同一条件下での R1234yf 単体及び R32 単体よりも低い燃焼速度を示すことが分かった．
R32/R1234yf

R32/R1234yf

35℃wet Su mix依存性, e-fraction
8

8

(a)

7

(b)

7

6

6

5

5
Sumax

Sumax
-1
Su, max, R32/1234yf(35C, RH), cm s

35℃wet Su mix依存性, e-fraction

4

4

3

3

2

2
1

0%RH

10%RH

50%RH

63%RH

35%RH
1

0%RH

10%RH

50%RH

63%RH

35%RH

0

0
0.0

0.2

0.4
0.6
0.8
R32/(R32+R1234yf) mole ratio, -1.0

R32/(R32 + R1234yf) mol ratio, -

0.0

0.2

0.4
0.6
0.8
R32/(R32+R1234yf) mole ratio, -1.0

R32/(R32 + R1234yf) mol ratio, -Fig. 5-16 Su,max of R32/1234yf blends measured at various humidity levels, T 0 = 308K, and P0 = 1 atm. (a)Comparison with prediction calculated by energy fraction Le Chatelier’s rule and S u,max of each component at thesame absolute humidity. (b) Comparison with prediction calculated by energy fraction Le Chatelier’s ruleassuming that all the H 2O reacts with R1234yf.
5.4.2 HFO-1123/R32 混合系の燃焼速度の評価
HFO-1123/R32 混合系について，主成分である HFO-1123 単体及び HFO-1123/R32 混合系の標準条件及び種々の温度湿度条件における燃焼速度の混合比依存性を，シュリーレン可視化法を用いて評価した．
まず，HFO-1123 単体について，燃焼速度の濃度・温度・湿度依存性の評価を行った．Fig. 5-17 に結果の一例を示す．図から，35℃63%RH 程度（27℃露点）までの実用上の温度湿度範囲において，最大燃焼速度を
与える濃度は = 1.5 に存在することが分かった．また，絶対湿度がこれより高くなると，燃焼速度の最大値は量論濃度近傍にシフトすることが分かった．なお，燃焼速度の圧力依存性についても評価を行ったが，通常の炭化水素と同様，圧力依存性は殆ど無いことが分かった．

101

HFO-1123の燃焼速度の温度湿度依存性

Su, cm s-1

20

18

25℃,0%RH

16

35℃,63%RH

14

60℃,25%RH

12

60℃,50%RH

10
8
6

4
2
0
0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0
φFig. 5-17 Burning velocity vs  for HFO-1123.

次に，測定濃度を = 1.5 に固定して，温度 18-60℃，湿度 0-27℃露点における最大燃焼速度を測定した．
Fig. 5-18 に結果を示す．これらの結果を以下の式を用いて表現することにする．
𝑆𝑢,𝑚𝑎𝑥(𝑇,𝐻) = 𝑆𝑢,𝑚𝑎𝑥(𝑇,0) [(273.15 + 𝑇)⁄298.15]𝛼 (1 + 𝛽𝐻)(5 − 3)
但し，Su,max(T,H)は，温度 T(℃)，湿度 H(g-H2O/g-dry air)における = 1.5 の（最大）燃焼速度を表し，，
は温度，湿度依存性の係数である．ここでは燃焼速度に及ぼす温度効果と湿度効果は独立に作用すると考え，温度依存に関しては炭化水素と同様のべき乗則を導入し，湿度依存に関しては今回の測定範囲においてほぼ直線的であることを考慮した．最小自乗フィッティングを行い，Su,max(T,0) = 6.54,  =1.709, = -3.655 を得た．この結果を Fig. 5-18 に併せて示す．測定した温度 18-60℃，湿度 0-27℃露点の範囲において，実験結果を概ね良く再現することが分かった．また，この湿度範囲では，湿度依存性の係数は負の値を取り，湿度の増大に伴って燃焼速度が緩やかに低下することが分かった．
R1123+H2O 燃焼速度（vs 絶対湿度）

10

8.08

(a)

6
4
2
0
0.9

〇Experiment---Prediction

1
1.1(273.15+T)/298.15, -1.2〇Exp. at 35℃△Exp. at 60℃
×Prediction

7.5

Su,max(T,H), cm s-1

燃焼速度(Su(T, H)), cm s-1

Su,max(T,0), cm s-1

8(b)y = -26.287x + 7.8221
R² = 0.9775

7.07

b ln x
6.5 ln y=ay += -27.506x+ 6.9606
a=1.87813991e+00
R² = 0.9849
b=1.70871643e+00
1.51636945e-02|r|=9.82478082e-01

6.06
0.00
0.E+000.01
1.E-020.02
2.E-02

H, H,
g-H
air
g-H
2O/g-dry
2O/g-dry air

0.03
3.E-02

Fig. 5-18 Maximum burning velocities of HFO-1123. (a) dry condition. (b) various humidity conditions at 35 and
60 ℃. Prediction represents eq. (5-3).
次に，HFO-1123/R32 混合系について，温度 25℃，湿度 0%の標準条件における燃焼速度の濃度・混合
比依存性の測定を行った．Fig. 5-19 に結果の一例を示す．図から，本混合系の最大燃焼速度は成分単体の最102

大燃焼速度より低下し，混合比約 31/69 vol%において最小値となることが分かった．
R1123/32の混合比依存性(25℃,湿度ゼロ)

HFO-1123/R32混合系の燃焼速度(25℃,湿度ゼロ)

8

HFO-1123/R32 = 0/100 vol%
(a)
100/0

6

70/30

4

23/77
40/60

2

, cmss-1
Su0,max
u0,max,cm

Su0, cm s-1

8

(b)

6
4

2
0

0

10

12

14 16 18 20 22
Concentration, vol%

0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
HFO-1123/(HFO-1123+R32)
mol ratio, 1123/(1123+32) mol ratio,-

24

Fig. 5-19 Burning velocities of HFO-1123/R32 blends. (a) Su0 vs . (b) Su0,max vs blend mole mixing ratio.

次に，HFO-1123/R32(31/69 vol%)混合系の最大燃焼速度について，温度依存性については測定濃度を =1.5 に固定して，温度 23-60℃で評価を行い，湿度依存性については加湿条件の値は =1.0 に固定して湿度 0-27℃露点で評価を行った．Fig. 5-20 に結果を示す．これらの結果を HFO-1123 単体の時と同様の手法により eq. (5-3)を用いて表現することにした．最小自乗フィッティングを行い，Su,max(T,0) = 3.05,  = 2.077,  =63.019 を得た（但しは =1.5 のピークから求め，は量論濃度のピークに対して求めた）．この結果をFig. 5-20 に併せて示す．測定した温度 18-60℃，湿度 0-27℃露点の範囲において，実験結果を概ね良く再現することが分かった．この湿度範囲では，は大きな正の値を取り，絶対湿度の増大に伴って燃焼速度が急激に増大することが分かった．この HFO-1123/R32(31/69 vol%)混合系は，乾燥条件で使用した場合，最大燃焼速度がそれぞれの成分単体の半分以下と非常に低いが，Fig. 5-20(b)に示したとおり，絶対湿度およそ
0.02 g-H2O/g-dry air（25℃露点）を超える高湿度下では R32 単体の燃焼速度を上回るようになることが分かった．
HFO-1123/R32=31/69vol%最大燃焼速度の湿度依存性(温度35℃)

5

8

(a)

7
Su max,cm
Su,max(T,H), cms-1s-1

Su,max(T,0), cm s-1

4
3
2
1
0
0.9

(b)

△Experiment---Prediction

1.1
1(273.15+T)/298.15, -6
5〇Exp. at 35℃△Exp. at 25℃
×Prediction
ln y=a + b ln xa=1.11554235e+00●HFO-1123
b=2.07734010e+00▲R32

4
3

1.2

2.24417329e-02|r|=9.65178661e-01

2

0.00

0.01
0.02
H, g-H2O/g-dry air
H,g-H2O/g-dry air

0.03

Fig. 5-20 Maximum burning velocities of HFO-1123/R32 (31/69 vol%) blend. (a) dry condition. (b) various humidity
conditions at 25 and 35 ℃ together with Su,max of HFO-1123 and R32 at 35 ℃ and various humidity. Prediction
represents eq. (5-3).
103

5.4.3

HFO-1123/R1234yf 混合系の燃焼速度の評価

HFO-1123/R1234yf 混合系について，混合比 80/20 及び 50/50vol%，温度 25℃，湿度 0%の標準条件における燃焼速度の濃度・混合比依存性の測定を行った．Fig. 5-21 に結果の一例を示す．混合比 50/50 vol%については，燃焼速度が低く火炎球が浮力の影響を受けて大きく変形するため，従来解析法の他，火炎半径のより小さい火炎球を使用した解析結果についても併せて示した．また，高 O2 濃度の空気を使用した測定から推算した結果も併せて示した．Fig. 5-21(b)に，最大燃焼速度の混合比依存性を示した．本混合系の最大燃焼速度は，R1234yf 混合比の増加に伴い単調に減少し，モル分率のル・シャトリエ則と概ね合致することがわかった．

Fig. 5-21 Burning velocities of HFO-1123/R1234yf blends. (a) Su0 vs . (b) Su0,max vs blend mole mixing ratio.
HFO-1123/R1234yf 混合系の燃焼速度の温度依存性の結果を Fig. 5-22 に示す．
Fig. 5-22(a)に示したとおり，
乾燥条件では，本混合系の温度依存性は，各単体のそれとほぼ等しいことが分かった．また，Fig. 5-22(b)に，27℃露点(35℃, 63%RH)程度の高湿度条件下における混合比 80/20 及び 50/50vol%の最大燃焼速度の温度依存性を，HFO-1123 単体(湿度ゼロも含めて)と併せて示した．当該湿度範囲において，本混合系の温度依存性は
HFO-1123 単体のそれとほぼ等しく H2O 添加や混合比変化の影響は無いことがわかった．

Fig. 5-22 Normalized maximum burning velocities vs. temperature for HFO-1123/R1234yf blends together with purecomponents. (a) at zero humidity. (b) at absolute humidity of 0.023 g-H2O/g-dry air.

104

HFO-1123/R1234yf 混合系の燃焼速度の湿度依存性の結果を Fig. 5-23 に示す．混合比 80/20 vol%の場合，最大燃焼速度は，HFO-1123 単体の場合と同様に，湿度に対して負の依存性を示し，27℃露点（35℃63%RH）
程度の高湿度下では，乾燥条件の燃焼速度より 10%程度低下した．混合比 50/50 vol%の場合，低湿度条件下では，HFO-1123 単体及び 80/20 vol%の場合と同様に，湿度に対して負の依存性を示したが，H2O 量の増加に伴い燃焼速度は徐々に大きくなり，27℃露点（35℃63%RH）の高湿度下では 80/20vol%よりも大きくなることが分かった．これは，湿度の増加に伴い， = 1.6 付近の燃焼速度は殆ど変化しないが，希薄側（ = 0.8 付近）の燃焼速度の増加が顕在化するためである．但し，33℃露点程度の高湿度条件まで，両混合比の燃焼速度はHFO-1123 単体の燃焼速度を上回ることはなかった．

Fig. 5-23 Maximum burning velocities vs. humidity for HFO-1123 and HFO-1123/R1234yf blends at 35℃.

5.5

従来型混合冷媒の基礎燃焼特性の評価

新冷媒との比較となる従来型の混合冷媒として，汎用的で燃焼性を幅広く変化させることができる
R32/152a 混合系を選定し，複数の混合組成について標準条件（温度 25℃，圧力 101.3kPa，湿度ゼロ）における火炎温度，燃焼速度，及び消炎距離を評価した 5-3）．まず，混合系の火炎温度の計算を行い，単体の火炎温度から種々のル・シャトリエ則で算出した値と比較した．Fig. 5-24 に，その一例として R32/152a(50/50 vol%)混合系の火炎温度の濃度依存性及び Fig. 5-25 に R32/152a 火炎温度の混合比依存性（当量比φ = 1.0）を示す．これらから，この混合による火炎温度の変化は小さいと考えられる．また全ての濃度
範囲及び混合組成について，エネルギー分率のル・シャトリエ則が混合系の火炎温度を最も良く再現し，それ以外のル・シャトリエ則においても概ね混合系の火炎温度を再現することが分かった．
グラフ タイトル
2250

R152a

R32/152aTad, K

2200

R32

2150

2100

2050
HFC32

HFC152a

Eq calc

mol frac LC

mass frac LCe frac LC

1.1

1.3

2000
0.8

0.9

1

1.2

1.4

Equivalence ratio (φ), -Fig. 5-24

Flame temperatures of R32/152a (50/50 vol%) blend at T 0 = 298K and P 0 = 1 atm.
105

Tad vs mol fraction
2220〇Tad,1+2△n1Tad1 + n2Tad2
Le Chatelier's law--- mole fraction basis--- mass fraction basis--- energy fraction basis

Tad, K

2215

2210
2205
2200

2195
2190
2185

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

R32/(R32+R152a) mol ratio, Fig. 5-25

Flame temperatures of R32/152a blends as a function of mixing rate at φ = 1.0, T0 = 298K, and P0 = 1
atm.

上記の知見をふまえ，R32/152a 混合系について，標準条件の燃焼速度（S u0）の混合比依存性を，球形
容器中心点火法を用いて評価した．Fig. 5-26，Fig. 5-27 にその結果を示す．最大燃焼速度が 10 cm s -1 以下（高圧ガス保安法上「特定不活性ガス」）になる混合比は，R32 のモル混合比が 0.86 を超える場合であることが分かった．最大燃焼速度の混合比依存性は，種々のル・シャトリエ式で表すことはできず，実験値を過小評価することが分かった．

BV of R32+R152a
2525

2500
2500

Tad at 0.5 v/v, K

R32/152a = 0 v/v

Su0, cm s-1

2020

= 0.5

1515

= 0.83

1010

55
0.8

Fig. 5-26

2000
2000

= 0.85
= 1.0
0.9

1.0

1.1

Equivalence ratio (), -

1500
1500
1.2

Burning velocities of R32/152a blends at T 0 = 298K and P0 = 1 atm.

Su0,max vs XHFC32

Su0,max, cm s-1

25○ exp.
Le Chatelier’s rule--- mole fraction basis--- mass fraction basis--- energy fraction basis

20

15
10

5

0.86 1
0.2
0.4
0.6
0.8
R32/(R32+R152a) mol ratio,-0Fig. 5-27

Maximum burning velocities of R32/152a blends at T0 = 298K and P 0 = 1 atm.

次に，R32/152a 混合系について，標準条件の消炎距離（dq0）を評価した．結果を Fig. 5-28，Fig. 5-29106に示す．燃焼速度の結果と併せた場合，本混合系が「特定不活性ガス」になるのは，dq0 が 5 mm を超えるときであり，従来の単体冷媒と同じ境界値となることが分かった．また，本混合系の消炎距離はエネ
ルギー分率のル・シャトリエ則で概ね表現でき，燃焼速度との相関も従来冷媒から求めた相関式が成立
つことが確認できた．これにより，単体の消炎距離値（既知）から，任意の混合組成の 消炎距離及び燃焼速度が推算可能なことが分かった．
8○ exp.
近似曲線エラー--- mole fraction Le Chatelier’s rule--- mass fraction Le Chatelier’s rule--- energy fraction Le Chatelier’s rule76

dq0,mm

5

4
3
2

1
0
0.0

Fig. 5-28

0.2
0.4
0.6
0.8
R32/(R32+R152a) mol ratio,-

1.0

dq0 of R32/152a blends at T 0 = 298K and P0 = 1 atm.
16
〇 R32/152adq = 50.16(u Su,max)-0.847
10% deviationfrom perfection

14

dq0,mm

12
10

8
6

0.85
0.83

4

R32/152a= 1.0 v/v

0.5
0.0

2
0
0

Fig. 5-29

5.6

0.05
0.1
0.15
-1
2
(ρu Su0,max) ,10 kg-1m2s

0.2

Relationship between maximum burning velocity and d q0 for R32/152a blends.

低 GWP 混合冷媒の濃度分布のある系の燃焼特性評価

5.6.1 濃度分布のある系の燃焼特性評価の方法
微燃性冷媒の燃焼の場合，浮力による上方への力が大きく作用し，実際の被害度は燃焼速度データから予測される充てんした冷媒が全て燃えるとした被害度よりも優位に小さくなる可能性がある．燃焼性の異なる冷媒や種々の分子量や混合系等を考慮し，冷媒自身の燃焼性の違いでどの程度この被害度の差が生じるか比較検討することにした．
測定は，濃度分布が顕在化しやすい，大型容器内への下方漏洩，下方着火を想定した．Fig. 5-30 に本実験装置の概略図を示す．直径 1 m の大規模容器を使用し，容器上部の封止バルブを解放した状態で容器底部から流速 1 L min-1 又は 4 L min-1 で冷媒ガスを容器内に導入する．噴出し口は内径 10 mm で，出口部にはグラス
ウールを軟らかく詰め，垂直方向の流速を緩和した．冷媒ガスの総充填量は 1/4LFL 又は 1/2LFL（不燃のものについては R32 との横並びとしてそれぞれ 3.4 vol%又は 6.8 vol%）とした．あらかじめ冷媒濃度の時間変化を酸素濃度計及び FTIR を用いて測定しておき，それを基に所定の静置時間における燃焼実験を行った．着火前に容器上部の封止バルブを閉め，容器は密閉状態にした．着火は 15 kV のネオントランスを用い，電極間距離107

は 1/4 インチ，放電持続時間は 0.1 s，着火高さは 2 cm 又は 10 cm とした．着火後の容器内の様子は，フイッ
シュアイレンズを取り付けた高速ビデオカメラで撮影し，容器天井部の温度，及び容器内の圧力を同時に計測した.初期温度は 25℃，湿度はゼロ，初期圧力は 101.3 kPa とした．

Fig. 5-30 Experimental apparatus of flammability evaluation of localized refrigerant in 520L large vessel.
Fig. 5-31 に濃度分布計測の一例として，分子量の小さい冷媒 R32 及び大きい冷媒 CF3I の下方充填後の濃度分布の時間変化を示す．充填完了直後は，いずれも高さ 20 cm 以下のみ可燃濃度範囲（ここでは 13.6
vol%とする）を超える．拡散により，分子量の小さい R32 の場合は，30 分程度で可燃濃度範囲が消失
し，分子量の大きい CF3I の場合は 1 時間以内に可燃濃度範囲が無くなる．
50

R32

Height,cm

cm
Height from the bottom,
Height,cm

40
30
20
10
0
50 0

0min

30min 20min 10min 5min
20

40

60

R32 Concentration, vol%CF I
3

40
30

20
10

60min
0
0

30min 20min 10min
20

40

0min

5min
60

Refrigerant
concentration,
CF I Concentration,
vol% vol%3

Fig. 5-31 Concentration distribution profile of R32 and CF3I charged from the bottom of the vessel. Charge amount of
3.4 vol% and charge rate of 1L min-1.

108

（a）

（b）

（c）

R1234yf conc. at electrodes, vol%Volume of flammable gas
mixture, LTime after R1234yf charge, min

Volume of flammable gas mixture, L

R1234yf conc., vol%5.6.2 R32/1234yf 混合系の評価と各成分単体との比較
まず，R32/1234yf 混合系の主成分である R1234yf 単体について，局在濃度分布での燃焼特性の評価を行った．電極高さは 2.1cm とした．
Fig. 5-32 に，一例として 1/4LFL 充填時の濃度分布の結果を示す．濃度分布の測定結果(a)を基に，容器内の高さ方向（酸素濃度センサの位置）で区分したガス濃度体積（区間体積冷媒濃度）(b)から，放電電
極高さ（2.1cm）の濃度から着火可能な領域（LFL:6.86%≤ 可燃 ≤UFL:11.2%)と可燃ガス体積(c)を求めて可燃体積の静置時間変化を表したものである．

Flammable conc.
range

Time after R1234yf charge, minconc.

Time after R1234yf charge, minFig. 5-32 Concentration distribution profile of R1234yf charged from the bottom of the vessel. Charge amount of 1.7
vol% and charge rate of 1L min-1.
次に，Fig. 5-33 に，R1234yf の充填量 1/4LFL，1/2LFL の燃焼実験の結果を示す．得られた圧力波形から爆発指数 KG 値((dP/dt)maxV 1/3 ) 5-4）を求めた．圧力上昇の傾向としては，Fig. 5-32(c)に示した可燃ガス体
積とおおむね符合した結果が得られた．また，KG 値については，Saburi と Wada による同形状の大型密閉容器を用いた完全混合条件での R1234yf，R32 の最大 KG 値 0.6 MPa m/s（30℃），0.8 MPa m/s（35℃）5-5）よりはるかに小さいことが分かった

con.

conc.

Pressure, MPa

Pressure, MPa

conc.

conc.

conc.

conc.

(dP/dt)max, MPa m s-1（b）(dP/dt)max, MPa m s-1（a）Time after completion of R1234yf charge, minFig. 5-33 Pressure rise and deflagration index (KG) for combustion of localized R1234yf as a function of time after
completion of R1234yf charge. (a) Charge amount of 1/4 LFL. (b) Charge amount of 1/2 LFL.
109

次に，R32/1234yf(50/50 vol%)混合系について評価した．本混合ガスを分圧法で 10 L 容器に調整し，充填量 1/2LFL (4.18 vol%)，充填速度 1 L min -1 の条件で充填完了から約 30 min 経過後の高さごとのガス採取を行い，FTIR による濃度分析を行った．Fig. 5-34 は，充填完了後経過時間 1800 s（サンプリング高さ
2.1 cm，22.1 cm），1860 s（高さ 7.1 cm，30.0 cm），1925 s（高さ 12.1 cm，65.0 cm）における冷媒混合比を示す．高さ 2.1 cm の場合，R32/1234yf = 46.2/53.8 vol%となり，上方へ行くにつれて R32 混合比が高くなった．そのため，均一混合系の燃焼特性と比較して，下方では LFL が低い R1234yf 比が高いため燃焼が起こりやすく，上方では燃焼速度が高い R32 比が高いため燃焼威力がより強く表れる可能性が示唆された．

Fig. 5-34 Concentration distribution of R32/1234yf (50/50 vol%) blend charged from the bottom of the vessel. Gas
sampling was performed approximately 30 min after the completion of refrigerant charge. Charge amount of 4.18 vol%(1/2LFL) and charge rate of 1L min-1.
次に，R32/1234yf (50/50 vol%)の局在濃度分布での燃焼特性評価を行った．電極高さは 10cm である．
Fig. 5-35 に結果を示す．充填量 1/2LFL の燃焼実験の圧力データ結果から爆発指数 KG 値を求めた．KG 値については，同型密閉容器を用いた完全混合条件での R1234yf，R32 の最大 KG 値 0.6 MPa m/s（30℃），
0.8 MPa m/s（35℃） 5-5）より 1 桁以上小さいことが分かった．

Fig. 5-35 Pressure rise and deflagration index (KG) for combustion of localized R32/1234yf (50/50 vol%) as a functionof time after completion of refrigerant charge. Charge amount of 1/2 LFL.

110

R32/1234yf(50/50 vol%)と各成分単体の燃焼威力（圧力上昇率及び KG 値）を比較した結果を Fig. 5-36に示す．本混合系は，その均一混合系から得た燃焼速度(1.8 cm s -1 )からすると，R32 や R1234yf に比べやや高めの KG 値を示した．また，圧力上昇が確認される時間は，各成分単体よりも長期間になる可能性が示唆された．高速ビデオカメラによる火炎球形状の観察結果からも，燃焼前半は R1234yf の燃焼，後半は R32 の燃焼を合成したような形状をしており，分子量及び燃焼性の異なる成分の混合系の局在燃焼
では，拡散の遅いガスが先に燃焼する可能性があることが示唆された．

Fig. 5-36 Comparison of pressure rise and deflagration index (KG) between localized R32/1234yf and its purecomponents as a function of time after completion of refrigerant charge. Charge amount of 1/2 LFL.

参考文献
5-1) EN 1839:2017, “Determination of the explosion limits and the limiting oxygen concentration (LOC) for flammable gases
and vapours (2017).
5-2) K. Takizawa, N. Igarashi, K. Tokuhashi, and S. Kondo: Sci. Tech. Built Environ., 24(1), 97(2018).
5-3) K. Takizawa, N. Igarashi, K. Tokuhashi, and S. Kondo: Int. J. Refrig., 120, 370(2020).
5-4) ISO 6184-2: Explosion protection systems - Part 2: Determination of explosion indices of combustible gases in air (1985).
5-5) T. Saburi and Y. Wada: Proc. JRAIA International Symposium on New Refrigerants and Environmental Technology 2014, pp. 85-90(2014).

111

６. 日本冷凍空調工業会による A3 冷媒のルームエアコンのリスク評価
6.1

はじめに

モントリオール議定書のキガリ改正を受け，更なる GWP 値の小さい冷媒への転換が望まれる状況で，日本冷凍空調工業会（以下日冷工）は，A3 冷媒を使用した家庭用ルームエアコン（以下エアコン）の安全性を評価するために，2016 年 7 月からワーキンググループ（以下本 WG）を作り，リスクアセスメントを開始した．リ
スクアセスメントでは，使用時だけでなく，作業時も安全に運用できるようにするため，ライフステージを設定してステージ毎の安全性評価を行った． IEC 60335-2-40 では，A3 冷媒を使用した空調機において，漏えいした冷媒をファンで撹拌することにより，使用可能な冷媒量を増やすことができるなどの内容が IEC 60335-240 Ed. 7.0 で規定されたが，その妥当性の評価も行った．
本報ではこれらの検討結果について説明する．また，リスクアセスメントの想定外の事象とそれを回避するための提言についてもまとめる．

6.2

日本冷凍空調工業会と NEDO 事業での取組みと位置付け

日冷工での本 WG でのリスクアセスメントの取り組みを行って行く上で，以下のような課題があり，主に実際の実験検討が必要な点から日冷工の参加企業メンバーでの検討範囲を超えるため，NEDO に参画した大学や研究機関での研究検討が必要となった．以下，それらの項目を列記する．
第一番目は，可燃性冷媒の燃焼に係る安全性とリスク評価の研究として可燃性冷媒がエアコン室内機から漏えいする時の可燃濃度域の定量化（実験及びシミュレーション）の研究である．研究は東京大学にて行われた（第 2 章参照）．
第二番目は，各種着火源の着火性に関しての研究である．日冷工では，プロパンの最小着火エネルギー及び自己着火温度を基準として着火性を判断していたが，実際に使われている機器の着火性についての詳細な検討が必要であった．具体的にはエアコンから漏えい・滞留した R290／空気混合気存在下での，有接点リレー
や接点スイッチなどの使用時に生じるスパークやたばこの高温表面などによる着火性についての文献・ Web
調査，実験，数値シミュレーションなどによる評価である．この研究は，諏訪東京理科大にて行われた（第 3章参照）．
日冷工の本 WG で実施したリスクアセスメントは，これらの NEDO 研究を反映し行われた．具体的には，東京大学で行われた漏えい実験によって，日冷工で行ったシミュレーション（6.3 節，6.4 節）のコードの検証を行った．そして，それに基づき，IEC 60335-2-40 Ed. 7.0 にて新たに導入される A3 冷媒の許容冷媒充填量の緩和規定の妥当性検証をいち早く行うことができた．また，諏訪東京理科大の研究結果から，着火源として除外可能な電気部品の電圧電流条件や負荷条件が見いだすことができ，その研究結果に基づいて，リスクアセス
メントにおける着火源の設定を行った（6.6 節）．
その他の NEDO 研究での実施内容は，リスクアセスメントには直接反映されていないが，有効な知見を得ることができた．すなわち，ディーゼル爆発の研究（第 2 章）の結果，これを新たなリスクとして追加する必
要がないことが分かり，また，機器の実在規模のフィジカルハザード評価（第 4 章）の結果，着火時の危害度に関する知見を得ることができた．さらに，低 GWP かつ安全性に優れた冷媒の開発の研究（第 5 章）は，本WG で実施している R290 などの A3 冷媒の代替手段として有効となる．

6.3

室内の冷媒漏えいシミュレーション

室内における冷媒漏えいシミュレーションを行った 6-1)．ここでの検討結果は，室内の使用時及び作業時のリスクアセスメントに使用する．
エアコンの代表的な室内機の使用環境として，床面積を 7.0 m2（2.5 m2.8 m），冷媒は R290 とし，冷媒量はIEC 60335-2-40 Ed.6.0（以下 IEC 規格）においてファン撹拌を行わない場合に当該床面積で許容される最大冷媒量の 200 g にてシミュレーションを行った．また，R290 において，1000 g の HFC 冷媒を使用した製品と同等の性能が得られる冷媒量である 500 g の場合のシミュレーションも行った．この時の床面積は，IEC 603352-40 Ed. 7.0 でファン撹拌を行う場合に許容される 11.88 m2（3.3 m3.6 m）とした．また，どちらの計算におい112

ても天井高さは 2.2 m，室内機はその下面が床面から 1.8 m の高さに設置されるものとした．エアコンの対面の壁には幅 800 mm高さ 4 mm のドア下隙間を想定し，天井面には 200 mm200 mm の圧力境界を 2 箇所想定
した．冷媒漏えい速度は，IEC 規格で採用されている 4 分全量漏れとした．Fig.6-1 に室内の解析モデルを示
す．
冷媒漏えい解析はエアコン停止中（撹拌なし），運転中（ファン撹拌あり）の双方場合に行った．運転中は空気と冷媒の混合気体が漏出するものとし，風量は IEC 60335-2-40 Ed. 7.0 に提案されている Colbourne らのEq. (6-1)より算出した．
𝑸=

𝟖𝐘√𝐀𝟎
𝟐𝟒𝟎

(

𝒎𝑪 𝟑/𝟒
𝑳𝑭𝑳

)

(

𝑭𝟏/𝟒
𝟏−𝑭

)

････(6-1)

ここで，Q ：必要撹拌風量（m3/s）
A0 ：気流の吐出面積（m2）mc ：冷媒充填量（kg）
LFL：燃焼下限界（kg/m3）
Y ：定数 ユニットの外に漏えい箇所がある場合 Y=1.5，それ以外 Y=1.0
今回は 1.0 を使用
F ：安全係数 0.5
Fig. 6-2 に漏えい終了時（4 分後）の撹拌有無による冷媒濃度分布の違いを示す．撹拌がない場合には，冷媒
量 200 g で床面から 0.008 m，冷媒量 500 g で床面から 0.326 m の高さの範囲に可燃域が発生した．撹拌がある
場合には，冷媒量 200 g の時には室内機の吹出位置から水平方向に約 0.1 m まで，冷媒量 500 g の時には水平方向に約 0.3 m までの範囲に可燃域が発生した．撹拌がない場合は，冷媒が室内機の真下に漏えいし，床面から可燃空間が積層していくため，可燃空間体積を床面積で除した値が概ね床面からの可燃域の高さとなる．
Ventilator 1
Ventilator 2
distribution after 4

Fig. 6-2 Refrigerant concentration
distribution after 4 minutes

Fig. 6-1 Analysis space
model

以上，室内使用時の冷媒漏えいシミュレーションからは，漏えい冷媒の撹拌に関する IEC 60335-2-40 Ed. 7.0に規定されている Colbourne らの提案式には妥当性があり，着火に至る程の有意な大きさの可燃域は生成されないことを確認した．ただし，室内機の吹出口の近傍には 0.1～0.3 m 程度の長さの可燃域が生成されるため，着火源の位置によっては危険になる場合もあり得ることには注意が必要である．

6.4

室外の冷媒漏えいシミュレーション

室外（ベランダ）における冷媒漏えいシミュレーションを行った 6-2)．ここでの検討結果は，室外の使用時及び作業時のリスクアセスメントに使用する．
日本の住宅には戸建住宅と共同住宅がある．戸建住宅における室外機の設置方法は，ベランダ設置，地面直置き設置，壁面設置，屋根置き設置，軒下天吊り設置などがある．また共同住宅における室外機の設置方法は，
ベランダ設置，共用廊下設置，専用ミニベランダ設置などがある．この中で，漏えいした冷媒が最も溜まりやすい環境は壁で覆われたベランダである．特に共同住宅の場合，避難経路を確保するため，共用スペースには
113

秒

秒

設置できない場合があり，ベランダ設置が多く見受けられる．そこで，三方向を壁で覆われたベランダに室外機を設置することを想定して，冷媒漏えいシミュレーションを行った．Fig. 6-3 にベランダ設置のシミュレー
ションモデルを示す．幅 5 m，奥行き 1.2 m，天井高さ 2.1 m のベランダを想定し，手すりの高さは 1.1 m とした．ベランダの左右の隣室との間の壁には，下部に 100 mm の隙間を想定した．床面にはφ50 mm の排水口を設けたが，シミュレーションは漏えいが厳しくなる排水口なしの結果である．室外機の設置形態として，地面直置き設置，壁面設置，軒下天吊り設置の 3 つの場合を想定した．
冷媒は R290 で冷媒量は 200 g，500 g，1000 g とし，冷媒漏えい速度は 4 分全量漏れとした．熱交換器の空気吸込み面より均一に漏えいするとし，漏えい濃度は R290 が 100 vol%とした．
解析結果を Fig. 6-4 に示す．冷媒量 500 g の室外機を床面に設置した場合，可燃域継続時間は 1900 秒に達した．また，床面より設置高さが高くなると，壁面設置で 1206 秒，軒下天吊り設置で 939 秒と可燃域継続時間が短くなった．一方，床面に設置した場合，冷媒量を 1000 g にしても，平均可燃空間体積は，冷媒量 500 g の場合とあまり差異がなかった．これは，冷媒量 1000 g の場合，床面近傍に UFL（Upper Flammability Limit）以上の濃度空間が生成されたことに関係していると考えられる．
時間（可燃域継続時間 4分） なお，最小ファン風量で室外機ファンが稼働している場合，冷媒量1000 g の場合に対してのみ，極めて小さな可燃域の生成が確認された．
4分後（冷媒漏えい終了）
４分1秒後
Outdoor unite

1.1m

5m

1.2m
時間
（可燃域継続時間 4分）
Fig.6-3
CFD model of balcony
4分後（冷媒漏えい終了）
４分1秒後

114

2.1m

Installation
Condition

Leakage Amount
Time

200 g
240 sec

500 g
600 sec

240 sec1000 g600 sec

240 sec

600 sec

Concentration
distribution
Floor mounted

Steel standmountedDuration

776 sec

1900 sec

3546 sec

Averaged volume

1.22 m3

2.96 m3

2.73 m3

292 sec1206 sec

2126 sec

3

2.83 m3

3.87 m3

260 sec

939 sec

1711 sec

3

3

3.73 m3

Concentration
distribution
Duration
Averaged volume

Eaves
mounted0.20 mConcentration
distribution
Duration
Averaged volume

0.05 m2.47 mFig. 6-4 Concentration distribution, the duration and time averaged volume of flammable region within thebalcony for different installation conditions

6.5 リスクアセスメントの方法
6.5.1 リスクアセスメントのプロセス
リスクアセスメントとは，着火に至るシナリオを可能な限り多く抽出し，冷媒漏えい発生確率，可燃域の空間分布である空間的遭遇確率，着火源と可燃域の時間的遭遇確率を乗じて，着火確率を定量化することである．
そしてその定量化された着火確率が許容レベルになるまで見直しを行い，リスクを低減する安全対策を決定する一連のプロセスと定義される．本節では，リスクアセスメントを行うために必要な，モデル設定，許容レベルの設定，冷媒漏えい発生確率，着火確率の算出方法について説明する．また，リスクアセスメントの対象とするライフステージについても説明する．
6.5.2 リスクアセスメントモデルの設定
リスクアセスメントの対象は，ミニスプリットエアコンと称される主に家庭で使われる壁掛け式のエアコンであり，冷房定格能力で 2.2 kW から 5.0 kW クラスを対象とした．冷媒は R290 とし，IEC 規格で安全対策が必要ない場合である 200 g のエアコンが 7 m2（4.5 畳相当）の部屋に設置された時と 1000 g の HFC 冷媒機器と同等性能となる 500 g のエアコンが 11.88 m2 の部屋に設置された時を想定した．
6.5.3 許容レベルの設定
エアコンの日本の普及台数は 1 億台とする．着火事故は全て致命的な事故であると考え，使用時の許容値
は，普及台数に対して 100 年に 1 回以下の事故発生となる 10-10 台/年とした．なお，使用時以外の輸送・保管，据付，修理，廃棄の作業時に該当する各ステージでは，専門的な教育を受けている作業者が携わるため，許容値は使用時よりも 1 桁上げることができると考え，10-9 台/年とした．
6.5.4 冷媒漏えい発生確率
冷媒漏えい発生確率は，調査結果から 0.4 %/年とした．冷媒漏えいのうち，室内機での微少漏れと急速漏れの割合は，それぞれ 94 %，6 %とした．また，室外機に関しても，同様の調査結果から，微少漏れと急速漏れ
115

（噴出漏れを含む）の割合は，それぞれ 88 %，12 %とした．
作業時の作業起因の漏えいは，配管接続ミスなどの作業ミスによって発生するため，シナリオに基づきヒューマンエラーの発生頻度から設定した．
6.5.5 着火確率の算出方法
着火確率は，空間的遭遇確率，時間的遭遇確率及び冷媒漏えい発生確率を乗じて Eq. (6-2)から算出される．
また空間的遭遇確率は Eq. (6-3)で計算する．
P = Ps  Pt  Pr

(6-2)

Ps = Vv Vg(6-3)

ここでそれぞれの記号は以下の通りである.
P：着火確率-

Pr：冷媒漏えい発生確率-

Ps：空間的遭遇確率-

Pt：時間的遭遇確率-

Vg : 対象空間体積m3

Vv : 平均可燃空間体積

m3

なお，着火確率の算出の詳細に関しては，第 7 章に記載している．
6.5.6 対象とするライフステージ
一般的にリスクアセスメントは，製造から廃棄までのライフステージが対象となる．Fig. 6-5 に，今回検討しているリスクアセスメントの対象範囲と対象範囲外を示す．“輸送・保管”，“据付”，“使用時の室内と室外”，“修理”，“廃棄”が対象範囲であり，Fig. 6-5 にて赤斜体字で示した項目は，リスクアセスメントの対象範囲外である．以下，対象範囲外とした理由を記す．
・製品の製造：各社のノウハウがあるため．
・エアコンの移設：基本的に“運搬”と“据付”の 2 つのステージを合せたものと考えたため．
・廃棄：廃棄工程は，撤去，リサイクル工場までの運搬，解体に分けられるが，リスクアセスメントでは撤去のみを対象としたため．

6.6

Product
manufacturing

Logistics &Storage

Installation

DisposalRemoval
Transportation
DisassemblyService

Use:
IndoorRelocation

Use:
OutdoorRisk assessment for cylinders (R290)
Note: The stages in red area are not included in the JRAIA
risk assessment

Fig. 6-5 Life stages covered by risk assessment

リスクアセスメント

6.6.1 使用時の着火確率の計算及び安全対策
6.6.1.1 使用時室内の着火確率の計算
使用時の室内の着火確率の算出には，6.3 節の冷媒漏えいシミュレーションで得られた可燃空間時空積を使用した．壁掛け室内機からの漏えい速度を変化させた冷媒漏えいシミュレーションを行った結果，微少漏れの場合は 4 分全量漏れよりも平均可燃空間体積が 3 桁小さくなったため，それを考慮し，各漏えい速度の発生確率で加重平均して，リスクアセスメントに使用する平均可燃空間体積を求めた．なお，室内では，人の移動に伴うドアの開閉や冷暖房時の扇風機の併用などの付加因子が考えられ，これらは可燃空間を小さくする方向に作用するが，その寄与度を定量化できないため考慮していない．
室内の着火源について検討する．A3 冷媒である R290 の着火源は，裸火，高温表面，スパークに分けられる．Table 6-1 に室内に存在する潜在的な着火源を示す．裸火は，ライター，ロウソク，ガスコンロなどであり，
116

A2L 冷媒，A3 冷媒共に，接触すると確実に着火する．高温表面は，電気ヒータやホットプレート類などであり，A3 冷媒は自己着火温度が低いため，着火する可能性が高い．スパークは，人体による静電気スパークと電気機器類による電気スパークに分けられる．電気スパークには，掃除機などのブラシモータから発生するス
パーク，電気機器のサーモスタットやリレー接点から発生するスパーク，コンセントの抜き差しや照明用スイッチの ON/OFF によるスパークなどがある．Table 1 の中から，冷媒漏えいシミュレーションで得られた可燃域の高さと室内に存在する着火源の存在高さを比較して着火源を特定した．ファン送風による撹拌がない場
合は，エアコンの真下から床面までの間にも可燃空間が生成されるため，熱源が室内機の真下で使用される場
合には，着火源となり得る．この着火源が室内機の真下で使用される確率は検討の結果 10 %とした．使用時
室内の特定した着火源は，裸火ではタバコ，石油ストーブ，ロウソク，高温表面では電気ストーブ，スパーク
ではレーザープリンター，電気シェーバー，電気こたつ，電気ストーブ，アイロン，ドライヤー，空気清浄機，除湿機，掃除機，電子カーペット，調理器具，照明用スイッチ，コンセントの抜き差しであった．これらの着火源について，ライフスタイルも考慮して，各着火源の持続時間と発生回数を設定した．一方，存在高さを考慮することによって着火源にならないと判断したものには，ロウソク，コンロ，調理器具，ドアノブに接触した時に発生する静電気，照明用スイッチの ON/OFF などがあげられる．
検討の結果，冷媒量が 200 g の場合は着火確率が 2.6110-11 とファン撹拌なしに許容値以下となった．一方，
冷媒量が 500 g の場合，未対策時の着火確率は許容値を超えたが，安全対策としてファン撹拌を行うことによって着火確率は 1.3210-11 となり，許容値以下となった．
Table 6-1
Types of Ignition Sources
Open FlamesHigh-Temperature Surfaces
Charges
Brush Motors
Thermostats
SparksRelaysOthersPotential Indoor Ignition Sources
Potential Ignition Sources
Cigarettes during Smoking (including Lighters), Candles (forReligious Event and Aromatherapy)
Oil Stoves, Gas Cooktops, Portable Butane Stoves
Electric Stoves
Static Electricity, Laser Printers
Electric Shavers, Printers
Kotatsu(tables with electric feet warmers), Electric Stoves,
Irons, Toasters, Hairdryers
Air Purifiers, Dehumidifiers, Vacuum Cleaners, Dryers,
Electric Carpets, Rice Cookers, Microwave Ovens
Plugging/Unplugging of Power Plugs, ON/OFF of Lighting
Switches

しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，室内使用時では以下に列挙するような課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
・設置環境は小さい居室と小さいキッチンのみを対象として検討したが，他の設置環境で危険な場合がない
か，室内使用時としての総合的な着火確率の算出が必要．
・電子レンジは，着⽕源の高さが可燃存在高さよりも低いとして着火源としなかったが，空調機との位置関係
によっては漏えい冷媒が直接当たる場合は着火源となる可能性もあることに対するより詳細な検討．
・NEDO 研究での着火源の検討と並行してリスクアセスメントを行ったため，途中までの知見に基づいて FTAを作成しており，NEDO 研究で得られた最終的な着火源についての知見を反映できていないものもある．それらを反映したリスクアセスメントにすることが必要．
・運転停止時のファン攪拌がされない確率は，現状はファン故障率となっているが，リスクアセスメントには漏えいを検知してからファンが稼働するまでの時間遅れを考慮した可燃空間時空積を加味する必要がある．
また，ファンの稼働については漏えい検知器の検知がトリガーとなるが，検知器は故障時には発報する側に働き，通常の劣化では鋭敏化して発報する側に働くが，キッチンの油煙等で鈍化する検知器もあり，その影響を考慮する必要がある．
・床面積に対する許容冷媒量よりも多い冷媒量の機種が使用されるシナリオの想定が必要．
・冷えが悪いときの確認や掃除のために静電気を帯びたユーザが帯電した室内機を触ったシナリオの想定が必要．
・家庭用エアコンが業務用の店舗に使用された際のシナリオの想定が必要．
6.6.1.2 室外使用時の着火確率の計算
使用時室外の着火確率の算出には，6.4 節の冷媒漏えいシミュレーションで得られた可燃空間時空積を使用
117

した．室外の可燃域に影響を与える因子としては，ベランダの壁下の隙間，自然風などが考えられる．このう
ち，室外機の周囲では，通常，自然の風が吹いており，これが着火確率に大きな影響を与える．Fig. 6-6 に日本の代表都市における各風速の年間累積発生時間を示す．各地域によってばらつきはあるものの，おおよそ1.0 m/s から 2.0 m/s の間の発生頻度が高い．このデータから，自然風の発生頻度は，0.3 m/s 以下が 2.5 %，0.3m/s
超 0.5 m/s 以下が 2.3 %，0.5 m/s 超が 95.2 %であった．風速 0.3 m/s，0.5 m/s の時の冷媒漏えいシミュレーションも行い，風速 0.3 m/s 以下（0 m/s で代表）
，0.3～0.5 m/s（0.3 m/s で代表），0.5 m/s 超（0.5 m/s で代表）の時の着火確率をそれぞれ算出し，これらの加重平均として着火確率を算出した．

Fig.6-6 The appearance time length of each wind velocity in 16 cities in Japan

室外ベランダの着火源としては，使用者の喫煙やガス石油温水機器の裸火, 他のエアコン室外機に関連する
電気スパークが考えられる．また，人が金属製ドアノブなどと接触した場合に発生する静電気スパークも考えられる．このうち，ガス石油温水機器の裸火やスパークに関しては，燃焼ファンの動作により撹拌されるため，着火源としなかった．また，可燃域内にあるエアコン室外機は着火源にならないとの報告があり着火源としなかった．
検討の結果，冷媒量が 500 g の場合の室外使用時の着火確率は 1.15×10-11 となり，未対策で許容値以下となった．しかし，これは，室外の着火源が少ないことに起因する結果であり，6.3 節で示したように，ベランダには多大な可燃域が生成されるため，想定外の設置状況が発生した場合には非常に危険な状態になる可能性がある．
しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，室外使用時では以下に列挙するような課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
・最もリスクが高いと思われる隙間のないベランダについて検討したが，ベランダが隣部屋と繋がっている場
合の冷媒が漏えいで，隣部屋のベランダにも可燃域が⽣成されることを想定した着火確率の算出が必要．
・ベランダの他の場所に設置した場合も考慮した，室外使用時としての総合的な着火確率の算出が必要．
・着火源はコロナ禍における生活習慣の変化（ベランピング等）があり，花火，キャンドル，BBQ，ゴルフの素振り（床⾯との接触火花）なども着火源として想定すべき．また，NEDO 研究での着火源の検討と並行してリスクアセスメントを行ったため，途中までの知見に基づいて FTA を作成しており，NEDO 研究で得られた最終的な着火源についての知見を反映できていないものもある．それらを反映したリスクアセスメントにすることが必要．
・運転時は室外機ファンによって攪拌されるため可燃域は生成されないとしたが，風向調整板を上吹きに取付けた場合に，可燃域が生成しないかについての検討が必要．
・ベランダでの冷媒漏えいのシナリオは，雨樋に冷媒が流れ込み，雨樋の先に可燃域が形成される可能性を想定すべき．
・冷媒充填のシナリオは，ベランダの面積と想定した冷媒量の関係がより危険な状態になる（冷媒量が多い）
場合が十分に検討できているかの見直し．
・ベランダでの喫煙率の取り扱いは，正しく想定できているかの見直し．

118

6.6.1.3 使用時のまとめ
室内及び室外の使用時の着火確率を Table 6-2 にまとめた．使用時の室内では，着火源の高さ位置，放電エ
ネルギーの大小，漏えい速度と可燃空間時空積の関係を考慮することにより，安全対策としてファン撹拌を行った後，500 g の R290 での着火確率が許容値以下になった．使用時の室外では，自然風を考慮することによって，500 g の R290 での着火確率が許容値以下になった．また，リスクアセスメントは 1000 g の R32 についても行ったため，Table 6-2 には，その結果も合わせて記載した．
Table 6-2 Ignition probability of usage(tolerable value; 110-10)
Refrigerant
Category
Refrigerant
amountUsage (indoor)
Usage (outdoor)

R290 with countermeasure
R32
Mini-split AC (wall mounted)
200 g

500 g

1000 g2.6110-11
7.0310-14

1.3210-11
1.1510-11

1.6810-13
1.3810-21

しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって WG 内で見直しをかけた結果，先述した課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
6.6.2 作業時の着火確率の計算及び安全対策
使用時以外の輸送・保管，据付，修理，廃棄の作業時のリスクアセスメントに関して説明する．輸送・保管のステージは他の作業時と共通項が少ないため，独立した形でリスクアセスメントを実施した．また， 据付，修理，廃棄には，6.3 節及び 6.4 節で説明した漏えいシミュレーション（ファン撹拌無）で求めた可燃空間時空積を使用した．作業時の漏えいは配管接続ミスなどによって発生するため，急速漏れ相当になると考え，4分全量漏れの時の可燃空間時空積を使用した．着火源については各作業ステージで共通しているものと特有のものがあり，各作業ステージの着火に至るシナリオを作成し，それを基に，各作業ステージの着火源を抽出し，着火確率を算出した．
6.6.2.1 輸送・保管ステージのシナリオ
エアコンの輸送・保管ステージは，工場での製品完成後から一般的には以下の①から⑤の工程順序で進められる．
①工場から製品を出荷（トラックによる輸送）②中大型倉庫での保管③中大型倉庫からの出荷，販売店などへの納入（トラックによる輸送）④販売店などの狭小倉庫での保管⑤狭小倉庫からの出荷，据付現場への納入（小型車両による輸送）
これらの工程のうち，着火源の発生と製品（冷媒が充填されている室外機）からの冷媒漏えいが同時に発生する場合として，中型倉庫保管，狭小倉庫保管，ワゴン車輸送の 3 つを想定した．
エアコンの保管場所は，工場生産後や海外生産拠点から持ち込まれた後に一時的に保管する中型倉庫（1000m2）と各販売拠点で保有する狭小倉庫（15 m2）に分類される．これらの倉庫内では，フォークリフトや台車などでエアコンを運搬する．作業時間は，中型倉庫では 5 名が 1 日 8 時間で月 20 日，狭小倉庫では 2 名が 1
日 2 時間で月 20 日とする．
ワゴン車の輸送では，車内内容積は 2.9 m3，乗車人員は積み下ろし作業に必要な人数として 2 名，平均輸送
時間は 2 時間とし，ワゴン車での輸送頻度は 100 %とする．なお，トラックによる輸送は，輸送環境において可燃域が生じた場合でも可燃域内に着火源が存在しないためリスクは無いとした．また，輸送での荷降ろしの際は，荷室扉を開けた瞬間から内部の空気が循環，拡散するため着火確率は無視できるレベルと考え，シナリ
オから除外した．
しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，輸送・保管時には以下に列挙するような課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
・想定した着火源に抽出漏れがないかの見直し．
・リユースや廃棄時の輸送・保管は，経年劣化した配管が輸送時の振動で破損して冷媒が漏えいする可能性も119

あることに対する検討．
・トラック輸送での荷室に着⽕源が存在しないとしたが，パレット/スキッドから出ている釘とトラック荷室の床面の間での接触火花による着火等，想定しなかったシナリオの検討と，その結果，着火リスクがあるようであれば，段積みした機器での輸送やトラックからの荷降ろし時に扉を開けて荷室より流出した冷媒でトラック近傍に可燃域が生成された場合のリスクも考慮することが必要．
・メーカー管轄の輸送・倉庫では作業指示が徹底できうるが，メーカー管轄外ではできない可能性に対する考慮が必要．
6.6.2.2 据付ステージのシナリオ
エアコンの据付作業は一般的に以下の手順で行われる．
①据付場所を確認し，室内機，室外機を設置場所へ搬入する．
②室内側に据付板を取り付け，壁に穴をあける．
③室内機に配線を取り付け，配管接続を行い，壁に設置する．
④室外機に配線を取り付け，配管を接続する．
⑤真空引きを行い，冷媒漏えい検査を実施する．
⑥室外機の操作弁を開放し，室外機内のプレチャージ冷媒をシステム内に充填する．
⑦電源を入れて試運転を実施する．
据付作業の発生頻度はミニスプリットエアコンの設計上の標準使用期間から 10 年に 1 回とし，作業時間は
室内側 1.5 時間，室外側 1.5 時間の合計 3 時間とした．
しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，据付作業のシナリオに関して，以下に列挙するような課題が挙げられ，FTA の見直しから再度着火確率を計算する作業を行っている．
・最も危険となる設置環境をシナリオとして設定したが，他の設置環境で危険な場合がないか，据付時としての総合的な着火確率の算出が必要．
・据付作業は誤ってエアパージを行う率や，フレアに不備がある既設配管やフレア加工ミスの考慮．
・手締め失敗での冷媒漏れやレンチ同士，工具の落下等による火花での着火のシナリオの想定．
・作業者が漏えいに気付かない率を想定しているが，漏えいに気づいた後はレンチで増し締めをする等の対応を行うため，その間に可燃域が形成され着火する可能性もあると思われることへの考慮が必要．
・静電気は作業者起因のもののみだけでなく，金属外装物との接触による静電気発生の想定．
・前面グリルを外して配管接続を行い，その後前面グリルを取付けする場合の電動ドライバーを用いるシナリ
オの想定．
・携帯形漏えい検知器が正しく働かない場合（故障等）の確率の考慮．
・防爆対応をしていない冷蔵庫の外部の機器からの漏えいに対する，着火性の検討．
・作業に起因する着火源として，貫通穴を開けた際に全ての作業が完了した後に掃除機を使用する場合がある
ことに対する考慮．
・輸送時等に配管損傷を受けた場合のリスクの想定が必要．
・据付作業時の着火源として，真空ポンプ，工具の接触が抜けていることについての検討．
・冷媒充填のシナリオは，ベランダの面積と想定した冷媒量の関係がより危険な状態になる（冷媒量が多い）
場合が十分に検討されているかの見直し．
6.6.2.3 修理ステージのシナリオ
エアコンの室内側での修理作業としては，接続配管を外し冷媒漏えいの可能性がある「室内機の交換作業」，
サービスマンが電動ドライバーなどを使用する「基板の交換作業」，作業者による静電気が発生する可能性がある「パネルの交換作業」を想定した．
また，室外側での修理作業としては，ろう付け作業が発生する「圧縮機の交換作業」，接続配管を外し冷媒
漏えいの可能性がある「室外機の交換作業」を想定した．
修理作業の発生頻度は調査結果から 10 %とし，各作業時間はそれぞれ 1 時間とした．
しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，修理時のシナリオに関して，以下に列挙するような課題が挙げられ，FTA の見直しから再度着火確率を計算する作業を行っている．
・最もリスクが高いと思われる設置環境を想定したが，他の設置環境で危険な場合がないか，修理時としての総合的な着火確率の算出が必要．
120

・室外での冷媒回収が不十分な場合に，室内側の継手を外すと油に残留していた冷媒が漏れて，それが着火源と遭遇することが考えられることに対するシナリオの想定が必要．
・携帯形検知器で漏えいを検知する場合に，漏えいを検知して窓を開けたり，作業を中止するなどの対応をするときに可燃域が生成され，それが着火源と遭遇するシナリオの想定が必要．
・着火源は NEDO 研究で得られた最終的な着火源についての知見を反映できていないものもある．それらを反映したリスクアセスメントにすることが必要．
・修理作業のろう付けは圧縮機交換の場合に限定しているが，熱交換器や配管アッセンブリー交換の考慮が必要．
・素人による作業のシナリオの想定．
6.6.2.4 廃棄ステージのシナリオ
エアコンの廃棄の全体の流れを Fig. 6-7 に示す．廃棄ステージは，撤去，リサイクル工場までの運搬，解体に分けられるが，リスクアセスメントは撤去のみを対象とした．その他の工程については 6.6 節で言及する．
エアコンを廃棄する際には，まず，ポンプダウン運転により，冷媒を室外機に回収する．エアコンが故障していて運転できない場合には，室外機の閉止弁を閉止し，室内機と内外接続配管中の冷媒を大気放出する．その後，内外接続配管を取り外し，設置場所から室内機と室外機を撤去する．取り外した空調機は建物から搬出され, リサイクル法に基づき，リサイクルセンターに運搬された後に解体される．
Refrigerant pumpdown or safe
refrigerant release

Separation ofindoor unit andoutdoor unit

Disassembly at therecycling centerTransportation

Fig. 6-7

Flow of disposal

この撤去廃棄段階の各工程に対して，リスクアセスメントでは，Fig. 6-7 に赤斜体字で示すポンプダウンや室内機と室外機の分離作業を行う撤去作業を想定した．撤去作業の発生頻度は 10 年に 1 回とし，作業時間は1 時間とした．
しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，廃棄時のシナリオに関して，以下に列挙するような課題が挙げられ，FTA の見直しから再度着火確率を計算する作業を行っている．
・最も危険となる設置環境をシナリオとして設定したが，他の設置環境の想定が十分かどうかの検討．
・設置環境は小さい居室と小さいキッチンのみを対象として検討したが，他の設置環境で危険な場合がない
か，廃棄時としての総合的な着火確率の算出が必要．
・着火源は静電気が発生するのはドアノブのみとしているが，シナリオが不足していないかの見直し．
・冷媒漏れが生じるシナリオが不足していないか再検討をする必要がある．レンチ作業時も冷媒漏えいする可能性があり，また，作業者が漏えいに気付かない率を想定しているが，漏えいに気づいた後はレンチで増し締めをする等の対応を行うため，その間に可燃域が形成され着火する可能性もあることへの考慮が必要．
・冷媒回収時に着火するシナリオが十分であるかの見直し．
・携帯形検知器で漏えいを検知した場合に作業を中止することにしているが，漏えいを検知してから作業を中止するまでの間に可燃域が生成され，それが着火源と遭遇するシナリオの想定が必要．
・⼤気放出ホース接続不良の確率がホース先端の設置場所不適切の確率と異なる数値が使用されている等，設定した数値に問題がないかの見直し．
・「ガス石油ボイラーが着火源になる確率」等，着火源の設定についても，問題ないかの見直しが必要．
6.6.2.5 各作業ステージの着火源
各作業ステージでのシナリオを想定し，着火源を抽出した．主な着火源の持続時間と発生回数を Table 6-3に示す．各作業ステージでの共通の着火源は喫煙を想定した．ただし，室内での作業時には喫煙はしないもの121

とした．輸送時にはキー接触時に静電気が発生するとした．保管時には石油ストーブを使用するものとした．
据付，修理，撤去では，使用時の着火源の他に，活線作業，電動ドライバー，ろう付けバーナーなどを着火源として想定した．
Table 6-3 Ignition sources of working

6.6.2.6 各作業ステージの着火確率の計算及び安全対策
各作業ステージの着火確率を算出した．結果，許容値を超えたため，安全対策を検討した．可燃性冷媒の着火源についての教育に加え，輸送・保管ステージでは Table 6-4 の安全対策，据付，修理，撤去ステージではTable 6-5 の安全対策を取ることによって着火確率が許容値以下となった．Table 6-6 に安全対策実施後の各作
業ステージでの着火確率を示す．作業時に，安全対策を適切に実施することで，着火確率を許容値（110-9）以下にできることを明確化した．
Table 6-4 Safety measure for transportation and storage

Table 6-5 Safety measure for installation, repair and removal

122

Table 6-6 Ignition probability of working with countermeasures(tolerable value; 110-9)
Refrigerant
Category
Refrigerant amount

Logistics

Warehouse

Service/Rep
air
RemovalR32

Mini-split AC (Wall mount)
200g

500g

1000g

5.1 X 10-13

1.1 X 10-10

2.3 X 10-14

8.9 X 10-11

1.8 X 10-10

5.1 X 10-13

in

1.2 X 10-12

1.9 X 10-10

3.9 X 10-14

out

8.5 X 10-12

4.5 X 10-11

2.7 X 10-15

in

2.7 X 10-15

4.2 X 10-12

1.9 X 10-17

out

2.6 X 10-10

2.6 X 10-10

2.0 X 10-12

in

2.7 X 10-12

1.3 X 10-12

2.2 X 10-16

out

9.2 X 10-13

2.3 X 10-12

4.7 X 10-15

Van

Installation

R290 withcountermeasures

しかし，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，先述した課題が挙げられ，
再度着火確率を計算する作業を行っている．

6.7

リスクアセスメントの想定外事象の考え方と提言

リスクアセスメントは，想定したシナリオに基づいて，適切に運用されることを前提に行われる．しかし，実際には，リスクアセスメントでは想定していない状況が発生する可能性もある．その考え方と提言について記載する．
6.7.1 リスクアセスメントでの想定外の考え方
リスクアセスメントにおける想定外の事象について説明する．これらが発生すると，実際の着火事故を増加させることが容易に想像できるが，これらの危険性を定量化することは非常に困難である．
① 廃棄回収廃棄時にエアコンが適法なルート以外で回収される場合がある．経産省・環境省の調査によると，6 割近い
エアコンが適法なルート以外で回収されており，この場合，冷媒が適切に回収・処理されているか不明である．
冷媒の回収には処理費用が必要になるため，適切な方法以外で大気中に放出しているようであれば，着火事故が増加する可能性を否定できない．また，不用品回収業者が，リユース，スクラップ処理をする場合も同様のリスクを生じる．
② 据付，修理
リスクアセスメントにおいて，エアコンの据付や修理は，エアコンの知識，技術などの訓練を受けた作業者
が，正常な心理状態の下で行うことを前提としている．しかし，使用者が自ら取り付け作業を行う場合や引越業者がエアコンを移設する場合などは，訓練を受けていない人が作業を行うことになる．さらに，急いで作業を行う場合は，ミスを誘発する可能性がある．リスクアセスメントではヒューマンエラーを 10-3 として扱う
が，このような場合は想定よりもヒューマンエラーが大きくなる可能性がある．
③ 想定しない事故事象
一般的に，リスクアセスメントでは，故意に行われるエアコン室外機への放火や，使用中の室外機の持ち去りなども想定外の事象である．
6.7.2 リスクアセスメントでの想定外に対する提言
現在，市場で普及している A2L 冷媒である R32 を使用したエアコンのリスクアセスメントも，想定外の事
象を考慮して行ったわけではないが，実際の着火事故は殆ど発生していない．これは，以下の理由により，R32
が A3 冷媒よりも着火し難いためと考えられる．
① R32 の着火源は A3 冷媒に比べて種類が少ない．
② R32 の最小着火エネルギーは A3 冷媒と比べて大きい．
③ R32 の LFL は 13.5 %であり，A3 冷媒よりも大きいため，可燃域が生成され難い．
123

一方，R290 は，着火源の種類が多く，最小着火エネルギーが R32 の約 80 分の 1 と小さいため容易に着火する．また，R290 は LFL が 2.02 %と小さいため容易に可燃域が生成される．従って，R290 エアコンの実用化のためには，前節に記載した想定外の事象を如何に排除するかが重要となる．
以下に，R290 を冷媒として実用化するための方策を提言する．
a）エアコンの冷媒が適正に回収・処理されるための取り組みの強化
家電リサイクル制度を含めたエアコンの冷媒の回収・処理に関するインフラ整備を検討する必要がある．
特に人が介在する場合の安全性を担保することが重要である．
b）エアコン据付や修理を行う作業者への資格制度
可燃性冷媒を取り扱う作業に関して，講習や実地訓練を行う資格制度を整備する必要がある．この資格制
度は，冷凍空調に関連する団体が行うことも考えられるが，公的な資格制度である方が望ましい．

6.8

日冷工規格

6.8.1 日冷工規格制定の背景
まず規格制定の背景について説明する．本 WG では R290 などの A3 冷媒（強燃性冷媒）を使用するエアコンのリスクアセスメント結果に基づき，その安全運用方法を検討し，実効性を担保する面から日冷工規格にその内容を反映することとした．また平行して検討されてきた JIS 規格や IEC 規格，電安法についても，その関連性を簡単に記載する．
各規格関係の制定経緯としては以下のようになる．本 WG がリスクアセスメント検討のベースとした規格は 2022 年 7 月に制定された IEC 60335-2-40 Ed.7.0 である．一方 2022 年 3 月に制定された JIS C 9335-2-40:2022
は IEC 60335-2-40 Ed. 6.0 を和訳して必要なデビエーション（国際規格との差異）を加えた IEC の整合規格である．しかし，IEC 60335-2-40 Ed.7.0 は古い IEC 60335-1 を引用しており，JIS 規格では古い JIS 規格を引用することができない決まりとなっているため，古い JIS C 9335-1 を引用した状態で IEC 60335-2-40 Ed. 7.0 を JIS化することができない．そのため JIS C 9335-2-40:2022 の追補 1 を発行し，IEC 60335-2-40 の Ed. 6.0 と Ed. 7.0の差分を解消することになったが，追補版は文章構成の制約があり規定できる文章量が限られていることが判明した．
これについて，JEMA（日本電機工業会）のエアコン安全 JIS 検討 WG と日冷工の本 WG とで協議をした結果，JIS 追補 1 では A3 冷媒を使用する際の最低限の内容を規定し，残りは日冷工規格で規定することとなった．具体的には，A3 冷媒漏えい時の撹拌については JIS 追補 1 で規定し，それを運用する際の漏えい検知器の規定（Annex LL）及び漏えい検知器の室内機内での位置についての規定（Annex PP）は日冷工規格のみで規定する．なお，この Annex PP は，将来的に IEC 60335-2-40 の Ed. 8 が発行され，それを JIS 化する時期がく
れば，改めて JIS に反映される方向となる．また．追補 1 は 2023 年 1 月に制定予定であり，JIS C 9335-2-40:2022と追補 1 を合わせて，電安法（電気用品安全法）の適合規格としての申請を行う方向となった．
6.8.2 日冷工規格の内容
日冷工規格は，日冷工会員が守るべき規格であり機器について規定している機器規格と，輸送，保管，据付
け，修理，撤去作業時の注意事項など日冷工会員以外に守ってもらう内容を規定しているガイドラインで構成されている．リスクアセスメント結果，JIS C 9335-2-40:2022，JIS 追補 1 及び IEC 60335-2-40 Ed. 7.0 を参考に
日冷工規格を作成中である．なお，JIS は電安法の適合規格となるため規定遵守は必須であり，必要な内容をJIS から抜粋して日冷工規格にも規定している．また，JIS 追補 1 で規定出来なかった部分を日冷工規格で補完する関係になっていることもあり，日冷工規格の遵守は同じく必須と言える．
なお，現時点では，A3 冷媒をスプリット形の機器に採用するには課題が多く，エアコンにすぐに A3 冷媒を採用できる状況にないことも付記しておく．6.7.2 項 a)及び b)に A3 冷媒を採用する場合の課題を示したが，これらの課題が解決された後に，はじめて A3 冷媒を安全に使用できるようになると考える．
6.8.2.1 機器規格
(1) 最大冷媒量及び一つの冷媒回路に充填可能な冷媒量
最大冷媒量は LFL（kg/m3）に 26 を乗じた値であり，一つの冷媒回路に充填可能な冷媒量は最大冷媒量以下
でありかつ床面積との関係で次のように規定した．Eq. (6-4)は室内機が Eq. (6-1)で規定した風量による撹拌機能を備えている場合，Eq. (6-5)は室内機が攪拌機能を備えていない場合に満たさなければならない式である．
124

mc ≤ 0.5 × 𝐿𝐹𝐿 × A×2.2(6-4)

mc ≤ 2.5 × LFL5/4 × h0 × 𝐴1⁄2

(6-5)

ここで， A ：室内機を据え付ける設置空間の床面積 （m2）h0 ：漏えい高さ（室内機の冷媒漏えい箇所から床までの垂直高さ） （m）
壁掛形の場合 1.8 m，床置形の場合 0.6 m，天吊形又は天埋形の場合 2.2m
LFL：燃焼下限界（kg/m3）
mc ：一つの冷媒回路の冷媒充填量（kg）
なお，室内機の撹拌風量を規定した Eq. (6-1)は JIS 追補 1 に規定するが，日冷工の機器規格にも規定している．
また，この場合，室内機内には漏えい検知器を備えておく必要があるが，検知器の仕様については JIS C 93352-40:2022 の附属書 LL とほぼ同じ内容を附属書 A として規定している．また，室内機内の漏えい検知器の位置については IEC 60335-2-40 Ed. 7.0 の Annex PP の内容を基に附属書 B として規定している．
(2) 機器への表示
日冷工規格では，機器への可燃性の冷媒に対する注意喚起の表示及び安全対策を動作させるための電源確保に関する注意喚起表示を規定している．これらは JRA 40786-3)の規定を参考に規定している．
6.8.2.2 ガイドライン
日冷工のガイドラインでは，輸送，保管，据付け，修理及び撤去時の遵守事項などについて規定している．
作業時には，静電気を防止する手袋を着用すること，携帯形漏えい検知器を携行し発報時には作業を中止することなどの作業時の着火リスク低減のための内容を規定している．また，A3 冷媒では，高圧ガス保安法の規定によって，修理時に可燃性冷媒を回収機で回収することはできないため，修理時の大気への冷媒放出方法，
冷媒充填方法などを規定している．

6.9

まとめ

A3 冷媒を使用したエアコンの冷媒漏えいシミュレーション及びリスクアセスメントを行い，以下の知見を得た．
① 室内の冷媒漏えいシミュレーションを行い，漏えい冷媒のファン撹拌に関する次期 IEC 規格への Colbourne
らの提案式の有効性を確認した．ただし，その提案式による撹拌では，吹出口近辺に可燃空間が生成されるため，着火源の状況によっては危険になる場合もあり得る．
② 室内における A3 冷媒の着火源を抽出し，冷媒漏えいシミュレーションで得られた可燃域の高さと室内の着火源の存在高さを比較し，室内の着火源を特定した．なお，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG
内で見直しをかけた結果，室内使用時で各項に列挙するような課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
③ 冷媒漏えいシミュレーションによって，ベランダでの可燃域の生成状況を定量化し，ベランダには多大な可燃域が生成される可能性があることを示した．ベランダには着火源が少ないため，リスクアセスメントの結果，危険という判断には至らなかった. なお，日冷工の詳細レポート作成にあたって本 WG 内で見直しをかけた結果，室外使用時では各項に列挙するような課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
④ 各ライフステージにおけるリスクアセスメントを行い，着火確率を許容値以下にするための，ライフステージ毎の安全対策を明確化し，その内容を反映した文書記録として日冷工内で保管開示する趣旨で，機器規格とガイドライン（ドラフト版）を検討し作成している．
なお，
日冷工のリスクアセスメントは IEC 603352-40 Ed.7.0 の規定内容に基づいて実施した．IEC 60335-2-40 Ed.7.0 は一部が JIS C 9335-2-40:2022 の追補 1として規定され，残りは日冷工規格で規定し，双方を遵守することによって安全を担保できる構成としている． なおこれらの機器規格とガイドラインは日冷工会員のみの公開としている。
125

⑤ リスクアセスメントの想定外の事象の考え方を説明し，機器を安全に運用するための提言を行った．今後，
A3 冷媒の一つである R290 を冷媒として実用化するためには，エアコンの冷媒が適正に回収・処理されるための取り組みの強化とエアコンの据付や修理を行う作業者への資格制度の構築が必要である．この資格
制度は，冷凍空調に関連する団体が行うことも考えられるが，公的な資格制度である方が望ましい．これらの取り組みで想定外の事象を排除することによって，A3 冷媒を使用したエアコンを安全に製品化することができる．
⑥ なお現在も以下の点について課題があることが，日冷工の会員企業より示されており，今後追加のリスク
アセスメント実施の可否，また適切な対応策の立案を行って行く予定である．
・室外機での漏えい時の時空積評価の課題（1 kg 漏えい時の時空積評価が 500 g とあまり差異が無いことの妥当性について，漏えい速度の変化の検討が行われてないことや，また従来から最も厳しい条件である
4 分全量もれ以外に，低速度漏えい時の時空積の変化やそれに基づく考察がなされてないこと．）・生活形態の変化の想定の課題（特に想定外となっている室外機設置時のコロナ感染の広まりによる巣ごもり需要に起因するベランダでの着火源の変化なども考慮しなければならないこと．
）
以上本 WG 内で行ったリスクアセスメントに見直しをかけた結果，また日冷工の詳細レポート作成を行う
ために見直しをかけた結果，使用時や作業時の各項に記載した課題が挙げられ，再度着火確率を計算する作業を行っている．
謝辞
本報告書は，平良繁治様，南田知厚様（ダイキン工業），馬場敦史様（東芝キヤリア），田村和己様（日立ジョンソンコントロールズ空調），板倉俊二様（富士通ゼネラル），神原裕志様（三菱重工サーマルシステムズ），山本和英様，山下浩司様（三菱電機），上野円様（シャープ）の各位と主査 高市健二（パナソニック）の共同作業によるものである．またオブザーバーとして，中村博様（ダイキン工業），山口広一様（東芝キヤリア），
橋元任彦様（パナソニック），内藤宏冶様（日立ジョンソンコントロールズ空調），藤利行様（富士通ゼネラル），川島充様（三菱電機）のご協力を頂いた．事務局の長谷川一広様（日冷工）も含め，ここに深く感謝申し上げ
る．

参考文献
6-1)
6-2)
6-3)

K.Tamura,et.al.: ”Ignition Sources at the Stage of Usage for Mini-Split Air-Conditioner using A3 Refrigerant”, Proc.
15th IIR-Gustave Lorentzen Conference on Natural Refrigerants, 1069 (2020).
A.Baba,et,al.: “Study on risk assessment of air conditioner using R290”, Proc. the 25th IIR International Congressof Refrigeration, TS-405. 5 (2019).
JRA 4078:2021:“可燃性冷媒を使用した内蔵形冷凍冷蔵機器の冷媒漏えい時の安全機能要求事項”, 日
冷工 (2021).

126７．日本冷凍空調工業会による A3 冷媒の内蔵ショーケースの
リスク評価
7.1

はじめに

飲食店，食料品販売店，スーパーマーケットなどで使用されている圧縮機を内蔵したショーケース（内蔵ショーケース）は， R404A，R134a などの地球温暖化係数（GWP）が高い不燃性の冷媒が使われ，その使用量は数十 g から 1 kg を超えるものまであり，使用時や廃棄時などにおける冷媒の大気への漏えいは地球温暖化に大きな影響を及ぼす．そこで，GWP が低い冷媒への転換が重要となる．GWP の小さい冷媒には LFL が小
さく燃焼性が強い A3 冷媒が多いが，内蔵ショーケースなどの一体形の冷凍冷蔵機器は，現地配管工事が不要であり，かつ，冷媒量も比較的少ないため，スプリット形の機器に比べると A3 冷媒が適用し易いと考えられ，
A3 冷媒化の要望が特に強い．業務用冷凍冷蔵機器の国際規格 IEC 60335-2-897-1)では，従来，A3 冷媒の冷媒量は 0.15 kg 以下に制限されていたが，2015 年に発足した IEC/61C/WG4 での検討結果に基づいて，2019 年 6 月に Edition 3.0 に改正され，冷媒の最大充塡量が緩和された（R290 の場合 0.494 kg）．しかし，この改正は，各国の冷媒規制に対応するために早急な改正が求められていたという側面もあり，実際の使用に際しては，安全運用面での評価を慎重に行う必要がある．日本冷凍空調工業会（日冷工）では，2016 年 7 月に A3 冷媒を使用した内蔵ショーケースのリスクアセスメントを開始し，リスクアセスメントを行ってきた．可燃空間を定量化するための冷媒漏えい解析を行い，内蔵ショーケースの各ライフステージのシナリオを想定して着火源を抽出し，着火確率を計算した．また，リスクアセスメント結果に基づいて安全対策を明確にし，日本の規格（日
冷工規格及び JIS C 9335-2-89）を策定した．しかし，規格で定められた可燃性冷媒の最大充塡量は LFL の 13倍であり，大型の内蔵ショーケースの場合，A3 冷媒（R290 の LFL の 13 倍は 0.494 kg）では必要とする冷媒量を賄うことができない．そこで，A2L 冷媒（R1234yf の LFL の 13 倍は 3.757 kg）を使用した内蔵ショーケ
ースのリスクアセスメントも行い，A2L 冷媒使用時の安全対策を明確にし，対応する日冷工規格を策定した．

7.2

冷媒漏えい解析7.2.1 概要
着火確率の計算には，可燃域継続時間（可燃域の持続時間），平均可燃空間体積（可燃域継続時間内の可燃空間の体積の平均値）及び可燃空間時空積（可燃域継続時間と平均可燃空間体積の積）が必要であり，これらを冷媒漏えい解析で求める．解析では，ソルバーは STAR CCM+，乱流モデルは Realizable k−モデルを用いる．なお，解析コードは，東京大学で行われたルームエアコンに対する CO2 漏えい測定結果 7-2)を用いて検証
した．
0.7 m
0.107 m7.2.2 リーチインショーケース庫内漏えい解析
1.328 mDoor (2 sheets)
リーチインショーケースの庫内に全冷媒量が漏0.107 m(opening in CFD)
えい後，扉を急開放する解析を行った．高さ 2.0 m，3
幅 1.542 m，奥行 0.7 m，庫内容積 1.08 m （内寸：幅
Air
Front
1.462 m奥行 0.5 m高さ 1.478 m）のリーチインシ
2.0 m
curtainョーケースの解析モデルを Fig. 7-1 に示す．下部に(inside)Inside dimension:
は圧縮機，凝縮器及びファンが内蔵された凝縮器ユRear
W1.462 mD0.5 m
H1.478 m
ニットがあり，前面から吸気し，背面を通り，ショーケース上部に排気する．凝縮器ユニットは，開口0.2775 m
部面積 8.3×10−2 m2，風量 0～0.249 m3/s（風速 0～3
Inlet airm/s）とした．正方形の密閉店舗内の壁際中央にショOpening area
ーケースを設置し，その対面側の天井両隅に 0.4
0.09 m Condensing unit
m×0.4 m の圧力境界を設けた．庫内均一の冷媒濃度
Fig. 7-1 Model of reach-in refrigerated displayの状態から解析を開始し扉はないものとした．スラ
cabinetイドドアがこの状態に近いと思われる．庫内前面の上部から下部に向かうエアカーテンの吹出部は，開口部面積 6.58×10−2 m2，風量 0.137 m3/s（風速 2.08 m/s）と127

し，エアカーテン有無の時の解析を行った．店舗は天井高さ 2.2 m，床面積 17.14 m2 (4.14 m×4.14 m)，24.01 m2(4.9 m×4.9 m)，36 m2 (6 m×6 m)，64 m2 (8 m×8 m)，100 m2 (10 m×10 m)，冷媒は R290 が 0.358 kg 又は 0.5 kg とした．
冷媒量 0.5 kg，床面積 24.01 m2 の時の扉開放 5 秒後及び 10 秒後のショーケース中央での冷媒濃度分布を Fig.
7-2 及び Fig. 7-3 に示す（赤色の領域が可燃域）．Fig. 7-2 は冷媒量 0.5 kg・エアカーテン無・風量 0 m3/s の場合
で，漏えい冷媒がショーケースから直線的に対面壁まで移動し床面に広く可燃域が広がる．庫内に漏えいした
全冷媒量が扉開放によって庫外に一気に漏えいするため漏えい速度が速く，周囲への冷媒拡散が冷媒の移動に間に合わないためと考えられる．Fig. 7-3 は冷媒量 0.5 kg・エアカーテン有・風量 0.166 m3/s（風速 2 m/s）の場合で，この場合でも床面と天井面の広い領域に短時間で可燃域が広がる．なお，エアカーテンがあると庫内に一部の冷媒が残っているのが分かる．
冷媒量 0.5 kg で凝縮器ユニット風量及び床面積変化時の可燃空間体積の経時変化を Fig. 7-4 に示す．(a)は床面積 24.01 m2・エアカーテン無，(b)は床面積 24.01 m2・エアカーテン有，(c)は床面積 100 m2・エアカーテン
無，(d)は床面積 100 m2・エアカーテン有の時である．凝縮器ユニットの風量を大きくした場合，可燃域継続
時間は小さくなるが可燃域は無くならず可燃空間体積の最大値は殆ど減らない．風量が 0 m3/s の時は床面積によって可燃空間体積の経時変化の様子が大きく異なるが，風量 0.083 m3/s（風速 1 m/s）以上では床面積が可
燃空間体積に与える影響はあまり大きく無い．風量 0 m3/s の時は，気流が発生しないため可燃域継続時間が最も長く，冷媒が対面壁に衝突した後はショーケースの幅方向（Fig. 7-2 の奥行方向）にも冷媒が拡散し平均可燃空間体積も大きくなる．エアカーテン有の時は庫内に一部の冷媒が残るため可燃域継続時間はその分小さくなる．風量が 0 m3/s 以外の時は，気流の影響で冷媒の拡散が速く可燃域継続時間が短くなり，ショーケース
の幅方向への拡散も少なくなる．A3 冷媒では，静電気や電気機器のリレー等が着火源となるため，可燃域の生成が短時間であっても，可燃域内に着火源が存在すれば容易に着火に至る可能性がある．しかし，IEC 603352-897-1)では，扉開放開始から 5 分以内に大きな可燃空間が生成されても可燃域が生成されないとみなされてしまう．
エアカーテン無時の可燃域継続時間(Tv)及び平均可燃空間体積(Vv)の解析結果を Fig. 7-5 及び Fig. 7-6 に示す．
図は，それぞれ凝縮器ユニットの風量が 0 m3/s 及び 0.166 m3/s（風速 2 m/s）の時の解析結果であり，横軸は冷媒量(M)(kg)を床面積(A)(m2)で除した値（M/A）である．M/A の関数として求めた可燃域継続時間(Tv)(s)及び平均可燃空間体積(Vv)(m3)の最小二乗近似式を式(7-1)～式(7-4)及び Fig. 7-5，Fig. 7-6 の実線で示す．

(a) After 5 s from opening the door(b) After 10 s from opening the door
3
Fig. 7-2 Concentration distribution of air flow rate 0 m /s without the air curtain (refrigerant 0.5 kg, floor area 24.01 m2)

Fig. 7-3(a) After 5 s from opening the door(b) After 10 s from opening the door
Concentration distribution of air flow rate 0.166 m 3/s with the air curtain (refrigerant 0.5 kg, floor area 24.01 m2)

M 2
M
Tv =2.76×107 × ( ) − 2.86×105× ( ) +8.30×102
AA128(air flow rate ; 0 m3/s)

(7-1)

M
Vv =1.36×102 × ( ) +1.34
A
1
Tv =8.38×10
M
𝑉v =2.68×101 × ( ) +1.08
A

6

Air flow rate (m3/s)
0.5 kg,0floor area
0.083
24.01m2,
0.166
without
air curtain,
0.208

5
4
3
2

0.249

1
0

(air flow rate ; 0.166 m3/s)(7-3)(air flow rate ; 0.166 m3/s)

(7-4)

6

Air flow rate (m3/s)
0.5 kg,0floor area
0.083
24.01 m2,
0.166
with
air curtain
0.208

5
4
3

2

0.249

1
0

0

90 120 150 180 210
Time (sec)(a) 0.5 kg and floor area 24.01 m2 without air curtain

30

60

0

90 120 150 180 210
Time (sec)(b) 0.5 kg and floor area 24.01 m2 with air curtain

30

60

7

7

6

Air flow rate (m3/s)
0.5 kg,0floor area
0.083
100 m2,0.166
without
air curtain
0.208

5
4
3
2

Flammable volume (m3)

Flammable volume (m3)

(7-2)

7

Flammable volume (m3)

Flammable volume (m3)7(air flow rate ; 0 m3/s)

0.249

1

0

Air flow rate (m3/s)

60

0.5 kg,floor area
100 m2,withair curtain

5
4
3

0.083
0.166
0.208

2

0.249

1
0

0

30

60

90 120Time (sec)

150

180

210

0

30

60

90 120Time (sec)

150

180

210

18000

Refrigerant amount (M)• 0.500 kg
 0.358 kg

16000
14000

Mean flammable volume (m3)Duration of flammable region (s)(c) 0.5 kg and floor area 100 m2 without air curtain(d) 0.5 kg and floor area 100 m2 with air curtain
Fig. 7-4 Change with time in flammable volume when floor area and condenser air flow rate are varied

without air curtain,
air flow rate: 0 m3/s

12000
10000
8000
6000
4000

2000
0

6

without air curtain,
air flow rate: 0 m3/s

5

4
3
2

Refrigerant amount (M)• 0.500 kg
 0.358 kg

10
00.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03

0M/A（kg/m2)

0.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03
M/A（kg/m2)(a) Duration of the flammable region(b) Mean flammable volume
Fig. 7-5 Calculation results of a reach-in refrigerated display cabinet at 0 m3/s without air curtain
129

2.5
Mean flammable volume (m3)Duration of flammable region (s)

120
100
80
60

Refrigerant amount (M)• 0.500 kg
 0.358 kg

40

20

without air curtain,
air flow rate: 0.166 m3/s

without air curtain,
air flow rate: 0.166 m3/s

2
1.5

1
Refrigerant amount (M)• 0.500 kg
 0.358 kg

0.5
0

0
0

0

0.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03

0.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03

M/A（kg/m2)

M/A（kg/m2)(a) Duration of the flammable region(b) Mean flammable volume
Fig. 7-6 Calculation results of a reach-in refrigerated display cabinet at 0.166 m3/s without air curtain
7.2.3 平形ショーケースの凝縮器ユニット漏えい解析
平形ショーケース下部の凝縮器ユニットからの漏えい解析を行った．高さ 0.81 m，幅 1.8 m，奥行 1.09 m の平形ショーケースのモデルを Fig. 7-7 に示す．凝縮器ユニットは，一方の開口部から吸気して他方の開口部から排気する．開口部面積は 6.89×10−2 m2（幅 0.733 m×高さ 0.094 m），風量 0～0.207 m3/s（風速 0～3 m/s）とし，ショーケースを正方形の密閉店舗内の中央に設置し，店舗内一面の天井両隅に 0.4 m×0.4 m の圧力境界を設置した．凝縮器ユニットの開口部では，風量 0 m3/s の時は，吸込口と吹出口の双方から均等に漏えいさせ，開口部の冷媒濃度を 100 %とし，風量が 0 m3/s よりも大きい時は，吹出口から漏えいさせ，開口部の冷媒濃度は計算値を使用した．店舗は天井高さ 2.2 m，床面積 15.21 m2 (3.9 m3.9 m)，24.01 m2 (4.9 m4.9 m)，36 m2 (6 m6m)，64 m2 (8 m8 m)，100 m2 (10 m10 m)，冷媒は R290 が 0.358 kg 又は 0.5 kg，漏えい速度は 4 分で全冷媒量が漏えいする値（4 分全量漏れ，0.5 kg では 7.5 kg/h）とした．
凝縮器ユニットの風量 0 m3/s 時の可燃域継続時間及び平均可燃空間体積の解析結果を Fig. 7-8 に示す．図の横軸は冷媒量(M)(kg)を床面積(A)(m2)で除した値（M/A）である．M/A の関数として求めた可燃域継続時間(Tv)(s)及び平均可燃空間体積(Vv)(m3)の最小二乗近似式をそれぞれ式(7-5)～式(7-6)及び Fig. 7-8 の実線で示す．なお，
R600a での解析も行った結果，可燃空間時空積が R290 よりも約 10 %大きかった．
M 2
M
Tv =2.65×107 × ( ) − 8.52×104× ( ) +2.37×102
AA
M
Vv =8.90×101 × ( ) +2.58
A(air flow rate ; 0 m3/s)(7-5)(air flow rate ; 0 m3/s)

(7-6)

1.8 m

1.09 m0.517 m0.293 m0.447 m0.0995 m
1.627 m0.79 mAir outlet opening (W0.733 mH0.094 m)
Air inlet opening (W0.733 mH0.094 m)

Fig. 7-7 Model of horizontal refrigerated display cabinet
130

6

Refrigerant amount (M)• 0.500 kg
 0.358 kg

25000

Mean flammable volume (m3)Duration of flammable region (s)

30000

20000
15000
10000

5000
0

5
4

3
2

Refrigerant amount (M)• 0.500 kg
 0.358 kg

1
0

0

0.01

0.02
0.03
0.04
M/A (kg/m2)(a) Duration of the flammable region

0

0.01

0.02
0.03
0.04
M/A (kg/m2)(b) Mean flammable volume

Fig. 7-8 Calculation results for a horizontal refrigerated display cabinet at 0 m3/s
Flammable volume-time integration(m3min)Mean flammable volume (m3)

6
5
4
3
2

Refrigerant amount 0.5 kg
Floor area 24.01 m2

1
0
0.1

1
10
100
Leak rate (kg/h)(a) Mean flammable volume

900
800
700
600
500
400
300
200
100
0

Refrigerant amount 0.5 kg
Floor area 24.01 m2
0.1

1
10
100
Leak rate (kg/h)(b) Flammable volume-time integration

Fig. 7-9 Calculation results when leak rate varies
凝縮器ユニットからの漏えい冷媒の吹き出しについて可燃域を生成しない風量として式(7-7)が提案されている 7-3)．ここで，Ao は吹出口面積(m2)，F は安全係数で 0.25，G は LFL(kg/m3)，ho は吹出口の中心線の高さ(m)，Q は吹出風量(m3/s)，w は漏えい速度(kg/s)である．
Q=

5  A0  w 3 / 4

h01 / 8  G  (1 − F )5 / 8(7-7)

床面積 24.01 m2，R290 が 0.5 kg，漏えい速度 7.5 kg/h の時，式(7-7)の風量 0.150 m3/s（風速 2.182 m/s）及び8.4 %小さい風量 0.138 m3/s（風速 2.0 m/s）で可燃域が生成されず，R600a でも同様の解析を行い，式(7-7)の風量及び 9.8 %小さい風量で可燃域が生成されなかった．
床面積 24.01 m2，冷媒量 0.5 kg，風量 0 m3/s で，漏えい速度が 0.1～40.71 kg/h の時の平均可燃空間体積及び可燃空間時空積の計算結果を Fig. 7-9 に示す．漏えい速度が 0.54 kg/h 以上では可燃空間時空積の値が殆ど変わらず，0.1 kg/h でも漏えい速度が 0.54 kg/h の時の 50 %程度ある．よって，微少漏れ（R290 では 0.54 kg/h 以下）でも大きな可燃空間が生成されるため，リスクアセスメントでは，微少漏れを含む全ての漏えいを考慮して着火確率を計算する必要がある．なお，リスクアセスメントは 4 分全量漏れ（0.5 kg の R290 の場合は 7.5kg/h）の時の可燃空間時空積を用いて行うが，解析結果からこの設定に大きな問題はないことも分かった．
7.2.4 ドア上下隙間の影響
店舗内のドア上下隙間を考慮したモデルを Fig. 7-10 に示す．リーチインショーケース（Fig. 7-1，エアカー
テン無，凝縮器ユニット風量 0 m3/s）を正方形店舗内の壁際中央に，平形ショーケース（Fig. 7-7，凝縮器ユニ
131

ット風量 0 m3/s）を店舗内中央に設置し，リーチインショーケースの対面側の天井両隅に 0.4 m×0.4 m の圧力境界を設置した．解析では，いずれかのショーケースのみを設置した．店舗内のドアは，幅 0.8 mm，高さ 1.875m（隙間含む），ドア上隙間 10 mm，ドア下隙間 10 mm とし，リーチインショーケースの対面側の壁の中央又は平形ショーケースの長手方向に平行な方向に配置した．リーチインショーケースの解析では，扉の急開放枚
数を変化させ，急開放枚数が 1 枚の時は向かって右側の扉を急開放した．店舗は天井高さ 2.2 m，床面積 24.01～100 m2，冷媒は R290 が 0.5 kg とした．
床面積 24.01，64 m2 の時のリーチインショーケースの可燃空間体
積の経時変化を Fig. 7-11 に示す．ドア上下隙間有無によらず床面積
Reach-in refrigerated
による可燃空間体積の最大値の差は殆どなかった．24.01 m2 の時は，
display cabinet
可燃域継続時間は急開放枚数 1 枚の方が長くドア上下隙間無の方がHorizontal refrigerated
長い．64 m2 では，ドア上下隙間有無による差は微小になるが，急開display cabinet
放枚数による差は少し残っている．Fig. 7-12 に床面積と可燃空間時
空積の関係を示す．100 m2 になると，ドア上下隙間有無及び急開放
Pressure boundary; 0.4 m×0.4 m
枚数による可燃空間時空積の差は殆ど無くなる．
Top and bottom
次に，床面積 24.01，64 m2 の時の平形ショーケースの可燃空間体
gaps are 10 mm
積の経時変化を Fig. 7-13 に示す．リーチインショーケースの場合
of door (W0.8 m)
2とは異なり，床面積 24.01 m では，最大可燃空間体積・可燃域継続
Fig. 7-10 Model of store with door
時間ともに，ドア上下隙間有無による差がみられる．ドア上下隙間
有時は無時に対して，最大可燃空間体積が 55.4 %，可燃域継続時間
が 25.0 %になる．
7
No gap,1 sheet65Flammable volume (m3)

Flammable volume (m3)7

No gap,2 sheets

43With gap,
1 sheet210With gap,
2 sheets

0

20

40

6
5
No gap, 1 sheet

4
3With gap,
1 sheet2With gap,
2 sheets

1
060 80 100 120 140
Time (min)02

No gap,2 sheets

46Time (min)810Flammable volume-time integration (m3min)(a) Reach-in refrigerated display cabinet at 24.01 m2(b) Reach-in refrigerated display cabinet at 64 m2
Fig. 7-11 Change with time in flammable volume (reach-in refrigerated display cabinet)
1000
No gap, 2 sheetsNo gap, 1 sheet
With gap, 2 sheets
With gap, 1 sheet

100

10

1
0

20

40
60
80
Floor area (m2)

100

120

Fig. 7-12 Difference in flammable volume-time integration with or without store door gap(reach-in refrigerated display cabinet)
132

7

6

Flammable volume (m3)

Flammable volume (m3)7

No gap5
43With gap

2
1

0
0

30

6
5

No gap4

With gap

32
1
0

60 90 120 150 180
Time (min)

0

5

10
15
Time (min)20

25Flammable volume-time integration (m3min)(a) Horizontal refrigerated display cabinet at 24.01 m2 (b) Horizontal refrigerated display cabinet at 64 m2
Fig. 7-13 Change with time in flammable volume (horizontal refrigerated display cabinet)
1000

No gapWith gap
100

10

1
0

20

40
60
80
Floor area (m2)

100

120

Fig. 7-14 Difference in flammable volume-time integration with or without store door gap(horizontal refrigerated display cabinet)
床面積 64 m2 ではドア上下隙間による最大可燃空間体積の差は殆ど無くなり，可燃域継続時間は隙間無に対して 85.6 %とあまり差は無い．Fig. 7-14 に床面積と可燃空間時空積の関係を示す．100 m2 になるとドア上下隙間による可燃空間時空積の差は殆ど無くなる．リスクアセスメントを行うコンビニエンスストアは，床面積が84.7 m2 であり，この面積では，リーチインショーケース，平形ショーケースともにドア上下隙間の影響が少なく，密閉店舗に対して求めた値を使用してリスクアセスメントを行っても問題ないと言える．
7.2.5 実店舗モデルでの漏えい解析
コンビニエンスストアの実店舗モデルを Fig. 7-15 に示す．図の左側には，高さ 0.85 m のレジカウンター（厚み無）がある．Fig. 7-15 の店舗床面積は 112 m2，レジ内を除いた床面積は 102 m2，天井高さは 2.2 m で，店舗にはドアが 5 箇所ある．Door 1 は事務所で幅 0.8 m×高さ 1.875 m［隙間：上 6 mm，下 15 mm］，Door 2 はバックヤードで幅 0.8 m×高さ 1.875 m［隙間：上 10 mm，下 20 mm］，Door 3 はトイレで幅 0.7 m×高さ 1.875 m［隙間：上 6 mm，下 15 mm］，Door 4 は店舗入口で幅 1.6 m×高さ 1.875 m［隙間無］，Door 5 はレジで幅 0.6
m×高さ 0.8 m［隙間：下 75 mm］とした．店舗内の中央左側に 0.25 m×0.25 m の圧力境界を設定した．リー
チインショーケースを図の右下外側及び右上外側に設置し，平形ショーケースを店舗内中央付近に店舗入口
ドアと平行な方向が長手方向となるように設置した．解析ではいずれかのショーケースのみを設置した．また店舗全体を狭くした解析（店舗床面積 75.4 m2，レジ内を除いた床面積 57.4 m2）も行った．リーチインショー
ケースは Fig. 7-1（エアカーテン無，凝縮器ユニット風量 0 m3/s）のものを用い，庫内に全冷媒漏えい後 2 枚扉の右側扉を急開放させた．平形ショーケースは Fig. 7-7（凝縮器ユニット風量 0 m3/s）のものを用い，漏えい
133速度は 4 分全量漏れとした．冷媒は R290 が 0.5 kg とした．
リーチインショーケースにおいて，実店舗モデルのレジ内を除いた床面積を A とした場合の実店舗モデルの解析結果と 7.2.4 項の正方形店舗の解析結果の比較を Fig. 7-16 に示す．概ね正方形店舗と実店舗モデルは同様の傾向を示し，リーチインショーケースの庫内漏れでは，レジ内を除いた床面積を使用するのが適切と思われる．これは，庫内の冷媒が外部に一気に漏えいし，冷媒の拡散よりも速く直進し，床面近辺の冷媒がレジ内に流れ込まないためと思われる．なお，凝縮器ユニット内のファンを作動させた場合は，冷媒が店舗内に拡散されるため，レジ内も含めた床面積を使用するのが適切である．
次に，平形ショーケースの実店舗モデルの解析結果と正方形店舗の解析結果の比較を Fig. 7-17 に示す．(a)は実店舗モデルのレジ内も含めた床面積を A とした場合，(b)は実店舗モデルのレジ内を除いた床面積を Aとした場合である．この図より，平形ショーケースの場合は，レジ内も含めた床面積とした方が，レジ内を除いた床面積とした場合よりも，正方形店舗と実店舗モデルが近い傾向を示していると思われ，平形ショー
ケースの凝縮器ユニット漏れでは，レジ内も含めた床面積を使用するのが適切と思われる．これは，漏えい
速度が 4 分全量漏れと遅く，冷媒が周囲に拡散し，レジ内にも流れ込んだためと思われる．
評価では統一した床面積とする必要があり，以上の結果から，リスクアセスメントと安全規格では店舗のレジ内も含めた値を床面積とする．

570
1600 1490 1830

3940

1490

635

4800

Flammable volume-time integration (m3min)

9800

Pressure boundary
Reach-in display cabinet a
Door 3 910

700

3200

1500
3470

760

5900

2700

Door 4800

5330

Door 5
2430

635

2100

Checkout
area

Reach-in
1100
display cabinet b
Door 2
Horizontal
display cabinet

900

800

Door 1

9710

600 3030 1000
4900

300

2100

Reach-in a, no gap
Reach-in b, no gap
No gap (square space)

15150

90

horizontal refrigerated
display cabinet

80
70

60
50
40

30
20

including checkout area
in floor area

10
0
0.004

0.005

0.006

0.007

0.008

excluding checkout areafrom floor area40

reach-in refrigerated
display cabinet
30

20

10

0
0.004

0.005

0.009

M/A (kg/m2)

0.006

0.007

0.008

0.009

M/A (kg/m2)

Horizontal, no gap
No gap (square space)

Horizontal, with gap
With gap (square space)

Flammable volume-time integration (m3min)

Flammable volume-time integration (m3min)

100

50

Fig. 7-16 Comparison result of reach-in
refrigerated display

Fig. 7-15 Convenience store model (unit: mm)Horizontal, no gap
No gap (square space)

Reach-in a, with gap
Reach-in b, with gap
With gap (square space)

Horizontal, with gap
With gap (square space)

100
90
80

horizontal refrigerated
display cabinet

70
60
50
40
30

20

excluding checkout areafrom floor area

10
0
0.004

0.005

0.006

0.007

M/A (kg/m2)

0.008

0.009

(a) Including checkout area in store floor area(b) Excluding checkout area from store floor area
Fig. 7-17 Comparison results of horizontal refrigerated display cabinet

1347.2.6 A2L 冷媒に関する漏えい解析
7.2.6.1 リーチインショーケースの庫内漏えい解析
リーチインショーケースの庫内に R1234yf が全冷媒量漏えい後，扉を急開放する解析を行った．リーチイン
ショーケース及び店舗の解析モデルはともに 7.2.2 項と同様とした．凝縮器ユニットの風量は 0 m3/s，エアカ
ーテンは無しとした．正方形の密閉店舗とし，床面積 24.01 m2，天井高さ 2.2 m とした．冷媒量は R1234yf のLFL（0.289 kg/m3）の約 13 倍とし 3.8 kg とした．なお，0.5 kg の R290 を使用するショーケースに R1234yf を充塡する場合，同一能力となる冷媒量は約 1.0 kg であるが，規格 7-1)の最大冷媒量が LFL の 13 倍であるため，冷媒量を 3.8 kg とした．その他の条件は，7.2.2 項と同様とした．R1234yf は分子量が 114 と A2L 冷媒で最も大きく，床面近くで漏えいすると可燃域が最も大きくなる冷媒である．
Fig. 7-18 に冷媒濃度分布の経時変化を示す（赤色の領域が可燃域）．A2L 冷媒である R1234yf でも，A3 冷媒
である R290 と同様に，漏えい後の扉急開放によって庫外に短時間で可燃域が生成された．A2L 冷媒でも可燃域が生成されたのは，漏えい高さ（扉の下部の高さ）が 0.2775 m と低く，かつ，漏えい速度が速いためと思われる．
可燃空間体積の経時変化を Fig. 7-19 に示す．可燃空間体積は，R1234yf を 3.8 kg 漏えいさせた方が R290 を
0.5 kg 漏えいさせた場合よりも少し小さい値を示した．可燃域継続時間も若干短くなり，可燃空間時空積は
R1234yf/R290 比で 85.56 %となった．双方の可燃空間時空積に大きな違いはないため，R1234yf のリスクアセ
スメントでは，安全のため，リーチインショーケースの庫内漏れに関しては R290 と同じ値を使用する．なお，
IEC 60335-2-897-1)では，最大冷媒充塡量は LFL の 13 倍と 1.2 kg のいずれか小さい値と規定されているが，日本から，次の版を検討する IEC の WG にこの解析結果を提示した結果，次の版での最大冷媒充塡量は LFL の
13 倍にする（1.2 kg 以下の制限を削除する）ことが決まった．

7

7

6

6

Flammable volume (m3)

Flammable volume (m3)(a) After 5 s from opening the door(b) After 10 s from opening the door
3
Fig. 7-18 Concentration distribution of air flow rate 0 m /s at 3.8 kg of R1234yf and floor area of 24.01 m2

5
4
3
2
1

5
4

3
2

1
0

0

0

1000 2000 3000 4000 5000 6000
Time (s)(b) Flammable volume of 3.8 kg of R1234yf

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Time (s)(a) Flammable volume of 0.5 kg of R290

Fig. 7-19 Change in flammable volume for R290 and R1234yf at leakage from reach-in refrigerated display cabinetwith the refrigerant amount of 13 times the LFL and the floor area of 24.01 m2
7.2.6.2 平形ショーケースの凝縮器ユニット漏えい解析
平形ショーケースの下部の凝縮器ユニットからの漏えい解析を行った．ケース幅と凝縮器ユニットの開口部
面積を Fig. 7-7 のモデルの 3.8 倍の 6.84 m 及び 26.210−2 m2（2.785 m0.094 m）とした平形ショーケースを，天井高さ 2.2 m，床面積 84.7 m2 の正方形の密閉店舗の中央に設置した．この大きさのショーケースを large
cabinet と呼び，Fig. 7-7 の大きさのショーケースを small cabinet と呼ぶこととする．冷媒量を R1234yf の LFL
135

Mean flammable volume (m3)

12
10

8
6
4
2
0
0.1

1
10
100
Leak rate (kg/h)(a) Mean flammable volume

Flammable volume-time integration(m3min)の約 13 倍である 3.8 kg，凝縮器ユニット風量を 0 m3/s とし，漏えい速度を 2～57 kg/h で変化させた．解析結果を Fig. 7-20 に示す．可燃空間時空積は，漏えい速度 7.5 kg/h では 57 kg/h の 83.6 %，2 kg/h では 7.2 %の値であり，微少漏れの 1 kg/h 以下では可燃域が生成されなかった．よって，A2L 冷媒では，床面に近い 0.0995 mの高さから漏えいしても床面積が 84.7 m2 以上では可燃域が生成されない．R1234yf が床面近くで漏えいした
場合，可燃域は A2L 冷媒で最も大きくなるため，A2L 冷媒のリスクアセスメントでは，漏えい高さが非常に低い場合でも，店舗内での凝縮器ユニットからの冷媒漏えい発生確率を微少漏れを除いた値（1.9410−5）とする．なお，床面積 84.7 m2 以上の場合の急速漏れ，噴出漏れ時の R1234yf の可燃空間時空積は，安全のため，
R290 と同じ値とする．Fig.7-21 は，R1234yf の漏えい速度が 15 kg/h，7.5 kg/h，2 kg/h の場合の可燃空間体積の経時変化である．漏えい速度が速い場合は漏えい初期に可燃域が生成されるが，漏えい速度が遅い場合は可燃域の生成が遅れる（2 kg/h の場合，漏えいから約 90 分後）．解析は密閉店舗に対して行ったが，実際の店舗
では，店舗のドア下隙間などの開口部から冷媒が店舗外に流出するため，2 kg/h でも可燃域は生成しないと思われる．
次に，凝縮器ユニット風量 0 m3/s の時，R1234yf 1.0 kg の small cabinet を天井高さ 2.2 m，床面積 24.01 m2 の正方形の密閉店舗の中央に設置した場合の漏えい速度 1 kg/h の時の可燃空間体積の解析結果を Fig. 7-22 に示
す．R290 0.5 kg の時に比べて値は小さいが，微少漏れの 1 kg/h でも可燃域が生成された．これは，漏えい高さが 0.0995 m と非常に低く，床面積が小さいためと思われるが，可燃域が生成されるのは漏えいから約 45 分
後であり，密閉店舗でなければ漏えいした冷媒がドア下隙間などの開口部から店舗外に流出するため，可燃域は生成されないと思われる．狭小倉庫などの小部屋で A2L 冷媒が凝縮器ユニットから漏えいする場合の可燃
空間時空積は，急速漏れ，噴出漏れ時は R290 の時と同じ値，微少漏れ時は Fig. 7-22 の解析結果とし，これらを各漏えい速度の発生確率で加重平均し，更にドア下隙間の影響を考慮する係数を乗じた値を用いてリスク
アセスメントを行う．
600
500
400
300

200
100
0
0.1

1
10
100
Leak rate (kg/h)(b) Flammable volume-time integration

Fig. 7-20 Calculation results when leak rate varies of 3.8 kg of R1234yf in large cabinet with floor area of 84.7 m2
3

Refrigerant leak rate
15kg/h
7.5kg/h
2kg/h

12
10

Flammable volume (m3)

Flammable volume (m3)

14

8
6
4
2

2.5
2
1.5
1
0.5
0

0

20 40 60 80 100 120 140
Time (min)Fig. 7-21 Change in flammable volume at leak ratevaried for 3.8 kg of R1234yf in large cabinet withfloor area of 84.7 m2

40 45 50 55 60 65 70 75 80
Time (min)0136

Fig. 7-22 Change in flammable volume at leak rate of
1 kg/h for 1.0 kg of R1234yf in small cabinet with floorarea of 24.01 m2

更に，R1234yf 3.8 kg の large cabinet を天井高さ 2.2 m，床面積を 24.01 m2 の正方形の密閉店舗の中央に設置
し，漏えい速度 57 kg/h（4 分全量漏れ）で，凝縮器ユニット風量を変化させた解析を行った．結果，R 1234yf
では式(7-7)の計算風量 0.3719 m3/s（風速 1.42 m/s）及びそれよりも風量が 30～40 %小さい 0.223～0.260 m3/s
（風速 0.853～0.995 m/s）で可燃域が生成されなかった．R1234yf は A2L 冷媒で分子量が最も大きくファン撹
拌され難い．このことより，式(7-7)は A2L 冷媒でも有効であることが確認された．

7.3

リスクアセスメント

7.3.1 リスクアセスメントの方法
7.3.1.1 着火確率の算出方法
着火確率は，可燃域が対象空間に占める空間的割合である空間的遭遇確率，一定時間内に着火源と可燃域が遭遇する確率である時間的遭遇確率，冷媒漏えい発生確率を乗じて式(7-8)で算出する．空間的遭遇確率は可燃空間の体積と対象空間全体の体積の比率であり式(7-9)で計算する．時間的遭遇確率は，着火源が可燃域と接触する時間率であり，幾何学的確率 7-4),7-5)の考え方を用い，Fig. 7-23 の遭遇する領域の面積を全領域の面積で除して式(7-10)で表す．着火源が複数回発生する場合は式(7-11)で表し，この式で使用時の時間的遭遇確率を計算する．係数 k は着火源の存在率や着火源の特定時間帯への集中度合を考慮した係数である．A3 冷媒では静電
気や電気スパーク等の Ti が短く n が大きい着火源が多く，式(7-11)はこの場合の計算精度がよい．Table 7-1 に
k=1 の時の計算例を示す．Case 1（ライターを想定）の Tv が 3600 s，Ti が 5 s，n が 1 回/day の時，従来の式 76)と式(7-11)は同じ値となるが，Case 2（静電気を想定）の T が 3600 s，T が 1 s，n が 24 回/day の時，従来
viの式 7-6)は 1.0 になるが，式(7-11)では 0.64 になる．また，作業時の時間的遭遇確率は漏えいと着火源が作業起因か否かで式(7-14)～式(7-17)を使い分ける．ここで，Pa（式(7-12)）は漏えいが作業時間に発生する確率で作業起因の漏えいでは 1，Pb（式(7-13)）は着火源が作業時間と遭遇する確率で作業起因の着火源では 1 とする．
また，作業に起因しない着火源の場合は式(7-16)及び式(7-17)に示すように式中の指数を作業時間中の着火源の発生回数 nTs/Td に置き換える．可燃域継続時間及び平均可燃空間体積は，コンビニエンスストアの床面積ではドア上下隙間の影響が少ない（7.2.4 項）ため，密閉店舗での式(7-1)～式(7-6)を用いる．その他の値は各ステージでの設定及び着火源の性質に応じた値に設定する．なお，A3 冷媒の着火源は，諏訪東京理科大学の今村の研究 7-7)を基に設定した．
P = Ps  Pt  Pr

(7-8)

Vv
Vg

(7-9)

Ps =

Pt =

Ti 2 + Tv 2  2 (Td − Ti )2 + (Td − Tv )2 + Td −

2
2


Td

2

  T + T n 
Pt = k  1 − 1 − i v  
Td  
 


Ts
Pa =
Td  365(at usage)=

Ti + Tv
Td(7-11)(7-12)

  T + T n v
Pb = 1 − 1 − i 
Td   

(7-10)y (s)Td

y=x+(Td−Tv)

Td−Tv

Nonencountery=x+Ti
y=x−Tv(7-13)

Table 7-1 Example of temporal encounter probability
Case

Tv

Ti

n

n(Ti+Tv)/Td 5)

Eq.(7-11)

Ti Encounter

1
2

3600
3600

5
110−61
24

4.210−2
1.0

4.210−2
6.410−1(here k=1)0137

Nonencounter y=x−
(Td−Ti)Tv
Td−Ti x (s)TdFig. 7-23 Image of encounter between
ignition source and flammable region  T + T n v
Pt = k  1 − 1 − i  (leakage and ignition source caused by work)
Ts   

(7-14)

  T + T n 
Pt = k  Pa  1 − 1 − i v   (leakage not caused by work and ignition source caused by work)(7-15)
Ts     T + T  nTs / Td  (leakage and ignition source not caused by work)
Pt = k  Pa  Pb  1 − 1 − i v (7-16)
Ts 
 



n

T
/
T
  T +T  s d v
 (leakage caused by work and ignition source not caused by work) (7-17)
Pt = k  Pb  1 − 1 − i

Ts 
 



ここで， n
P
Pa
Pb
Pr
Ps
Pt
T
Td
Ti
Ts
Tv
Vg
Vv

1 日の着火源発生回数
着火確率
年間の作業時間率
着火源と作業時間の遭遇率
冷媒漏えい発生確率
空間的遭遇確率
時間的遭遇確率時間
1 日の時間着火源存在時間
作業時間
可燃域継続時間
対象空間体積
平均可燃空間体積

回/day
s
s
s
s
s
m3
m3

使用時の着火確率は，凝縮器ユニットのファン運転時及びファン停止時の着火確率を加重平均して求める．
リーチインショーケースの庫内漏れには，停止時は式(7-1)及び式(7-2)，運転時は式(7-3)及び式(7-4)を用いる．
ショーケース下部の凝縮器ユニット漏れには，平形ショーケースの式を適用し，停止時は式(7-5)及び式(7-6)を用い，運転時は式(7-7)7-3)の風量以上になっており可燃域の生成無とする．作業時の値は停止時の式を用いて求める．着火確率は FTA（Fault Tree Analysis）を用いて計算し，着火確率が許容値を超えていたら，リスクを低減するための安全対策を施し，これを着火確率が許容値以下になるまで繰り返す 7-8)．なお，安全対策の効果
は文献 7-9)を基に設定した．
7.3.1.2 リスクアセスメントモデルの設定
リスクアセスメントを行うモデル店舗は，揚げ物等の簡単な調理が可能なコンビニエンスストアとする．コンビニエンスストアは店舗数が多い（約 5.6 万店舗）ため内蔵ショーケースの普及台数に占める割合が多く，
A3 冷媒は静電気や店舗内の電気機器のリレー等でも着火するため，A3 冷媒にとって最も危険な場所であると想定する．リスクアセスメントでは，R290 が 0.5 kg，店舗は天井高さ 2.2 m，床面積 84.7 m2（店舗内の別置ク
ローズドショーケース，事務所，トイレ等を除いた値（レジ内は含む））とする．
内蔵ショーケースは工場生産後，倉庫で一時保管した後店舗に輸送し，適切な場所に設置して使用する．修理は，設置場所で行うか，メーカーのサービス拠点等に持ち帰り修理後に再設置する．ショーケースが不要になった場合は設置先から撤去し，一時的に倉庫に保管してから廃棄処理するか再生・整備後に中古品として再設置する．日冷工のリスクアセスメントでは，輸送，保管，設置，使用，修理，撤去までをライフステージとして設定する．着火事故は全て致命的な事故であるとし，許容可能なレベルは 100 年に 1 回以下の着火事故が発生するレベルである 7-6)とし，内蔵ショーケースの日本の普及台数 190 万台から使用時の許容値を 5.26×10−9とした．使用時以外は，職業として常にショーケースを取り扱い，専門的な教育を受けている作業者が携わるため，許容値を使用時よりも 1 桁上げることができる 7-6)とし，5.26×10−8 とした．
138

7.3.1.3 漏えい速度及び冷媒漏えい発生確率
漏えい速度は配管の損傷状態によって噴出漏れ，急速漏れ，微少漏れに区分され 7-6)，それぞれ R32 では 75，
10，1 kg/h7-6)であり，R290 に換算すると 40.71，5.4，0.54 kg/h となるが，リスクアセスメントでは空調機の規格 IEC 60335-2-407-10)の考え方である 4 分全量漏れ（0.5 kg の R290 では 7.5 kg/h）を採用する．内蔵ショーケースの使用時の冷媒漏えい発生確率は，調査結果から噴出漏れ，急速漏れ，微少漏れの発生確率をそれぞれ
5.26×10−7，1.89×10−5，9.82×10−4 とした．下部の凝縮器ユニットから R290 が漏えいした場合，微少漏れでも大きな可燃空間が生成される（7.2.3 項）ため，A3 冷媒のリスクアセスメントでは，全ての冷媒漏えい発生確率の合計値 1.0×10−3 を使用時の冷媒漏れ発生確率とした．冷媒漏えいが発生した初期不良件数を出荷台数で除した値 2.11×10−4 を初期設置時冷媒漏えい発生確率とし，工場出荷後から設置までの冷媒漏えい発生確率とする．
輸送時と設置時はこれを 1/3 にした値を使用し，保管時は長期保管も想定し安全のためこの値をそのまま使用する．修理時と撤去時の作業ミスによる冷媒漏えい発生確率はヒューマンエラーの発生頻度を基に算出する．
一般的に，リスクアセスメントでは，正常な状態を想定し，ヒューマンエラーを 1.0×10−3 とする 7-11)．可燃性
冷媒への着火を防ぐ新たな作業は，従来とは異なる注意を要する作業であり，ヒューマンエラーを 5.0×10−2 とする 7-11)．
7.3.2 使用時の A3 冷媒の着火確率の計算及び安全対策
コンビニエンスストア店舗内の A3 冷媒の使用時の主な着火源を Table 7-2 に示す．電気スパークは，店舗内の各電気機器のリレーON/OFF（コーヒーディスペンサー：1 日 186 回，フライヤー・中華まん加湿器・おでん加熱器：1 日 10 回），掃除機の電源コンセント引き抜き（1 日 2 回，発生確率 50 %），照明スイッチの ON から OFF への切り替え（1 日 2 回）等が着火源になるとした．自身以外のショーケースのファンのブラシモータ（普及率 1 %）は，使用時には，その周囲に冷媒の燃焼速度よりも十分に速い気流が流れるため，モータが ONする時（1 日 144 回）のみ着火するとした．この時，蒸発器の除霜率は 8.310−2（1 日 2 h 停止），ファン故障率は A2L のリスクアセスメント実施時の調査結果 7-12)の 2.510−4 とし，未対策時は除霜率とファン故障率を加えた確率でファンが停止するとした．電気スパークの放電時間は，50 Hz 電源で最大 1/4 波長分放電するとし
5 ms とした．業務用コピー機は，家庭用プリンターとの違いが不明であり，安全のため使用中はずっと着火源になるとし，1 回 3 min で 1 日 50 回動作するとした．静電気は，人がショーケースの金属部に触れた時等に発生するものとし，店舗内の全ての人が何回でも静電気放電を起こすものとした．店舗入口が手動ドアの時は入店時に静電気が放電されるため，東京の気象データを店舗内温度に換算した湿度 30 %以下の発生率 18.7 %に自動ドアの率 50 %を乗じて静電気発生率とし，発生回数はリーチインショーケースが 1 日 44 回，その他のショーケースは 1 日 22 回（2 ケース）
，放電時間を 1 s7-13)，放電エネルギーを 0.8〜1.0 mJ7-14)とした．この放電エネルギーは想定される人体からの静電気放電の最大値であるが，毎回このエネルギーで静電気放電が発生するものとした．静電気とファンのブラシモータは放電エネルギーが小さく 7-7)，Fig. 7-24（文献 7-15)を基に作図）から分かるように着火する領域の面積は R290 の LFL と UFL の間の約 1/2 となるため，可燃空間時空
積を 1/2 にして着火確率を計算した．裸火は店舗に陳列しているライターの 1 日 5 人各 5 s の試し使用を想定
し，燃焼式暖房機（普及率 0.01 %）を 1 日 10 h 使用する．客は店舗内では喫煙せず，全ての高温表面は R290の自己着火温度未満で着火源とならない．なお，ショーケースから冷媒が漏えいした場合，可燃域は店内の下部に生成されるが，凝縮器ユニット内のファンを作動させた場合（Fig. 7-3）は，天井を介してその他の場所にも可燃域が生成される可能性があるため，着火源の存在高さは考慮していない．NITE（製品評価技術基盤機構）のデータ 7-16)を基に電気機器の発火事故も考慮した．
結果，未対策時，使用時の着火確率（Table 7-3 の未対策時）は許容値を超えたため，対策を検討し，次の安全対策を取ることによって着火確率（Table 7-3 の対策時）が許容値以下になった．可燃空間時空積を R290 よりも約 10 %大きい R600a での値にしても同じ安全対策で着火確率が許容値以下になることを確認した．
(1)凝縮器ユニットファンを除霜時でも運転する(2)凝縮器ユニットの風量を式(7-7)以上にする(3)リーチインショーケースの庫内の冷媒漏れを検知し警報する機能及び冷媒漏えい時に庫内への冷媒漏れを遮断する機能を備える
ここで，遮断弁の故障率は，A2L のリスクアセスメント 7-12)実施時に調査した弁の故障率 4.0510−4 から，弁が開状態で故障する確率は閉状態で故障する確率よりも少ないため 1.010−4 とし，対策時，この確率で冷媒回路が遮断されないとした．警報の効果は 1.010−1 とした 7-9)．
139Spark Energy, E (mJ)

2.8
2.6
2.4
2.2
2
1.8
1.6
1.4
1.2
1
0.8
0.6
0.4
0.2

Moorhouse et al. (1974)
Eckhoff et al. (2010)
Lewis & von Elbe (1987)
LFL

UFL

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Propane Concentration (%)

Fig. 7-24 The difference of minimum ignition energy of R290
Table 7-2 Ignition sources for A3 refrigerants at the usage stage(a) Electric spark
Name
Coffee machine
Switch of deep frying machine
Chinese-style buns steamer
Heating appliance for “Oden”
Power outlet
Lighting switch
CopierBrush motors of others

Ti (s)nk510−3 186 1
510−3 101510−3 101510−3 101510−3 2 0.5
510−3 21
180 501
510−3 144 0.01

Note
Relay operates when selling
Cooking every 4 h in a span of 20 h
Cooking every 4 h in a span of 20 h
Cooking every 4 h in a span of 20 h
Unplugging vacuum cleaner twice per day; occurrence rate: 50 %Switch from on to off twice per day
50 times in a day, usage time 3 min
Turn on 6 times in 1 h. dissemination rate: 1 %NameDoor of reach-in display cabinet
Exterior of open display cabinet
Other doors

Ti (s) nk
Note
110−6 44 0.0935 Taking out iced coffee. 10 % of spark encounter flammable region110−6 22 0.0935 Shoppers touch metallic parts
110−6 22 0.0935 Shoppers touch metallic parts

Name
Cigarette lighter
Combustion-type heater

Ti (s) n
k
Note
5
5
1
5 people trying for 5 s per day
3.6104 1 110−4 Use 10 h in a day, Dissemination rate: 0.01 %(b) Static electricity(c) Open flame

Table 7-3 Ignition probability for R290 at the usage stage (tolerable value; 5.26×10−9)Stage
No measures
With measures
Usage
2.50×10−6
1.82×10−10
7.3.3 作業時の A3 冷媒の着火確率の計算及び安全対策
作業時は，着火源が共通しているものもあるため，各作業ステージのシナリオを説明し，その後に作業時の着火源について説明する．
7.3.3.1 輸送ステージのシナリオ
内蔵ショーケースは通常トラックで輸送されるが，トラックでは荷室に着火源がないため，荷室と運転室が同じ空間にあるワゴン車での輸送を想定した．ワゴン車では凝縮器ユニット単体を輸送する．往路は新品の木枠梱包有，復路は旧品の木枠梱包無とする．ろう付けが必要となる冷媒回路修理を伴う修理が発生した時に凝縮器ユニットの交換作業が発生するとし，ワゴン車輸送率は，冷媒回路修理を伴う修理件数を市場普及台数で除した値 8.39×10−4（7.3.3.4 参照）に凝縮器ユニットに冷媒が入っている確率 5×10−3 を乗じ 4.2×10−6 とする．
なおリスクアセスメントは安全のためワゴン車輸送率が 1 の場合についても行った．
ワゴン車の内容積 2.9 m3，
乗車人数は積み下ろし作業に必要な 2 名，最大輸送時間は 12 h，平均輸送時間は 2 h とする．
7.3.3.2 保管ステージのシナリオ
ショーケースの保管場所は，工場生産後や海外生産拠点から持ち込まれたショーケースを一時的に保管する
140

中型倉庫（1000 m2）と各販売拠点で保有する狭小倉庫（15 m2）に分類される．倉庫内では，フォークリフト
や台車等でショーケースを運搬する．作業時間は，中型倉庫では 5 名が 1 日 8 h で月 20 日，狭小倉庫では 2
名が 1 日 2 h で月 20 日とする．倉庫に保管するショーケースは新品と中古品があり，新品はビニール梱包又はビニール梱包＋木枠の状態，中古品は梱包無又はビニール梱包を想定する．
7.3.3.3 設置ステージのシナリオ設置作業には，ショーケースをトラックの荷台から地面に降ろす荷下ろし作業，荷下ろし後ショーケースを
店舗内の設置場所まで運搬する運搬作業，設置場所で開梱や付属品の取付けを行う据付作業がある．これらの作業で，ショーケース 1 台あたり，作業者 2 名で 1 h を要する．内訳は，荷下ろし作業 0.2 h，運搬作業 0.1 h，据付作業 0.7 h とする．年間の設置率は，年間撤去率と同じとし，寿命で交換する確率と店舗が閉店して撤去する確率の合計 1.24×10−1（7.3.3.5 参照）とする．設置ステージでは，新店工事時と営業中の店舗への設置を想定する．
7.3.3.4 修理ステージのシナリオ
修理には，メーカーのサービス拠点等で修理する持ち帰り修理，一時的に屋外に移動し修理する店外修理，
店舗内に設置したまま修理する店内修理がある．年間の内蔵ショーケースの修理率を 1.0×10−2（日冷工会員企業の 2011～2015 年度の全修理件数の調査結果を普及台数の 190 万台で除した値）とし，そのうち，現地修理
での冷媒回路の修理率を 8.39×10−2（日冷工会員企業の 2011～2015 年度の冷媒回路修理を伴う修理件数の調査
結果を全修理件数で除した値）とする．回収機での可燃性冷媒の回収は，高圧ガス保安法によって 20 日前の届出が義務付けられており，実質，不可能である．そのため，冷媒回路の修理時は冷媒の大気放出（冷媒廃棄）を想定し，ホースを介して大気放出するか，一旦回収袋に冷媒を移した後に大気放出することを想定する．なお，大気放出は，着火源から離れた場所で，かつ，通風の良い場所で少量ずつ行う．修理に要する作業時間は，冷媒放出に 1 h，配管切断と冷媒回路部品の交換に 1 h，冷媒充塡に 1 h，その他の冷媒回路に関わらない作業に 1 h とする．
7.3.3.5 撤去ステージのシナリオ
撤去ステージでは，ショーケースを廃棄するために，店舗内から撤去する場合を想定する．この時，内蔵ショーケースは冷媒が入った状態で移動する．年間の撤去率は，寿命で交換する確率 7.69×10−2（寿命 13 年の逆数）と店舗が閉店して撤去する確率 4.7×10−2（2014～2016 年度のコンビニエンスストアの開店・閉店店舗数の調査結果を年間当たりに換算した値）を合計し 1.24×10−1 とする．撤去に要する作業時間は 1 h とする．撤去
は，営業廃止店舗から撤去する場合と営業中の店舗から撤去する場合を想定する．
7.3.3.6 着火確率の計算及び安全対策
輸送，保管，設置，修理，撤去の各作業ステージでの A3 冷媒の主な着火源を Table 7-4 に示す．各ステージの作業パターンから，各着火源の使用時間と発生回数を設定した．営業中の店舗内での作業では，使用時の着火源（Table 7-2）も考慮した．作業者の喫煙では，1 本あたりの喫煙時間を 5 min，その内，煙草が赤火になる
時間を 40 s，ライターの着火時間を 5 s とし，男性の作業者を想定し，喫煙率を 28.2 %，喫煙本数を 1.08 本/hとした．修理時と撤去時は，作業開始前に運転中のショーケースの電源を抜くことを想定し，その確率は，ショーケース下部に電源がある確率 50 %とショーケース運転中に電源を抜く確率 50 %を乗じた 25 %とした．
修理時においては，真空ポンプ，冷媒回収機のスイッチ ON/OFF（合計 2 回）が着火源になるとし，法律面から可燃性冷媒には使用できない冷媒回収機の誤使用確率を 50 %とした．電気スパークの放電時間は 5 ms とした．電動ドライバーはブラシモータ（存在率 5 %）が着火するとし，放電時間を 3 s，発生回数を 10 回とした．
静電気は，作業者がショーケースの金属部に触れた時，輸送時のキー接触時等に発生するとし，放電時間は 1
s7-13)とした．静電気の発生回数は各作業のシナリオに応じて設定し，金属に連続して触る場合には 1 回だけ発生するとし，輸送時に 1.1 回（降車時に放電．10 %の確率で途中休憩），保管時に 1 回，設置時に 2 回（ビニールカバー及び保護フィルム取外時），修理時に 2 回（修理開始時と終了時のパネル付け外し），撤去時に 1回（扉の養生時）とした．中型倉庫保管時と屋外での作業時（設置時の荷下ろし時，屋外修理時）は東京の気象データの湿度 30 %以下の発生率 3.2 %，店舗内での作業時は店舗内温度に換算した湿度 30 %以下の発生率
18.7 %を静電気の発生率とした．衣類脱衣時の放電は着火源にならないとした 7-7)．静電気と電動ドライバー（ブラシモータ）は放電エネルギーが小さく 7-7)，可燃空間時空積を 1/2 にして着火確率を計算した．冷媒回路
141に関わる修理作業では，ろう付けバーナーによる部品交換作業を各 2 min で 2 箇所付け外しするとした．
なお，輸送時は，ワゴン車の内容積が小さいため，冷媒漏えい時は車内濃度が均一になるとし，平均可燃空間体積は車内の内容積と同一の 2.9 m3 とした．そして，漏えい終了までは式(7-18)，漏えい終了後は式(7-19)が成り立つ 7-6)として，濃度が LFL と UFL の間にある時間を求め，可燃域継続時間とした．漏えい速度は 4 分全量漏れ，隙間風の換気量は 1.1110−3 m3/s7-17)とし，結果，可燃域継続時間は 67.1 min となった．エアコンの外気取入れモード使用時は換気風量が大きく 7-18)，車内に殆ど可燃域が生成されないため，外気取入れモード使
用率，喫煙前の換気率等の調査結果から，喫煙時に車内に可燃域が生成されない率（着火前に換気をする率）
を 64.6 %とした．

()

w
 1 − e −TQcw
C=
 1 − e −M w  e −(T −M w)
Qc

C=

(

ここで， CM
Qc
Tw(7-18))(7-19)
kg/m3
kg
m3/s
s
kg/s
回/s

冷媒濃度
冷媒量
隙間風の換気量
時間
冷媒漏えい速度
換気回数

また，中型倉庫保管時及び屋外作業時（設置時の荷下ろし時，屋外修理時）の可燃域継続時間及び平均可燃
空間体積は，式(7-1)～式(7-6)において，解析時の最大床面積である 100 m2 とした．
着火確率の計算結果を Table 7-5 の未対策時に示す．各ステージのシナリオで最も着火確率が大きい場合（輸送時はワゴン車輸送率 1，設置時は狭小倉庫での中古品の保管，設置時・修理時・撤去時は営業中の店舗内での作業）に，着火確率が許容値を超えた．そして，可燃性冷媒の取扱教育（禁煙，着火源の教育等）に加え，ステージ毎に Table 7-6 の安全対策を取ることによって，着火確率（Table 7-5 の対策時）が許容値以下になった．なお，可燃空間時空積を R290 よりも約 10 %大きい R600a での値にしても同じ安全対策で着火確率が許容値以下になることを確認した．
ここで，可燃性冷媒の取扱教育と警告表示の効果はともに 1.010−1 とした 7-9)．漏えい検知器の効果は保守点検と同等とみなし 1.010−2 とし 7-9)，静電気防止手袋の効果は日冷工での検討結果である 1.010−2 とした．
店内修理時の機器への通電遮断は，対策を行わない人がヒューマンエラーの率で存在するとした．
Table 7-4 Ignition sources for A3 refrigerants at the work stage(a) Common
Name

Ti (s)

nk
Note0.282 Number: 1 /person/h; ignition time with lighter: 5 s; duration
Smoking by workers (open flame) 4.510 1.08 /h /person of red tip: 40 s; smoking rate: 28.2 %1(b) Transportation
Name
Key contact (Static electricity)

Ti (s)
1.010−6n1.1

k0.0468Note
1.1 times, discharge rate: 25 % (0.250.187=0.0468)(c) Storage
Name

Ti (s)

n−6

Static electricity

1.010Combustion-type heater (open flame)

7.2102k

NoteContact by worker (secondhand, unpacked)
1 0.064 (2 person0.032=0.064)
1 0.082 120 days per year; rate: 25 %(0.25120/365=0.082)(d) Install, repair or removal
Name
Ignition source in usage
Power outlet (electric spark) (at repair or
removal)Electric screwdriver (brush motor)
Electrostatic spark
Brazing burner (open flame) (only at repair)
Vacuum pump (only at repair)
Refrigerant recovery machine (only at repair)

Ti (s)−n−k−

See Table 7-2

5.010−3 1

0.25

Unplugging the display cabinet in question; rate: 25 %

3.0

10

0.05
0.187
1.010 1-2 /person
1.2102 41
5.010−3 21
5.010−3 2 0.5
−6

142

Note

Opening/closing; existence ratio: 5 %Touching with display cabinet
2 min  4 locations
Switch ON/OFF
Switch ON/OFF, Misuse rate 50 %

Table 7-5 Ignition probability for R290 at the work stage (tolerable value; 5.26×10−8)
StageTransportation (for minivan transportation rate set at 1)
Storage (secondhand products in a small-sized warehouse)
Installation (store in operation)
Repair (in-store repair)Removal (store in operation)

No measures
1.12×10−5
3.25×10−6
7.65×10−8
2.18×10−5
3.00×10−7

With measures
1.02×10−9
3.65×10−8
6.85×10−9
1.23×10−8
2.81×10−8

Table 7-6 Safety measures for A3 refrigerants at the work stage
Stage
Transportation(by minivan)
Storage
Installation
RepairRemovalSafety measures
1. Marking of warning of risk of fire on the product
2. Using a portable leak detector and ventilating after detection of leakage
1. Use of gloves to prevent electrostatic discharge
2. Marking of warning of risk of fire on the product and packing
1. Use of gloves to prevent electrostatic discharge
2. Marking of warning of risk of fire on the product
3. Using a portable leak detector and stopping work at the time of leakage
1. Use of gloves to prevent electrostatic discharge
2. Using a portable leak detector and stopping work at the time of leakage
3. In in-store repair, cut off energization of all devices likely to become ignition sources and ventilate
around the refrigerated display cabinet well while executing the disposal or charging of the refrigerant
1. Use of gloves to prevent electrostatic discharge
2. Marking of warning of risk of fire on the product
3. Using a portable leak detector and stopping work at the time of leakage

7.3.3.7 狭小店舗に対するリスクアセスメント
駅の構内にある狭小コンビニエンスストア（床面積 24.01 m2，天井高さ 2.2 m）に 0.5 kg の R290 を充塡した内蔵ショーケースを設置することを想定したリスクアセスメントも行った．R290 0.5 kg，店舗面積 24.01 m2 の可燃空間時空積は 7.2 節で求めた値を用い，着火源は調査結果に基づいて設定した．狭小店舗の存在率は 0.2 %とした．結果，同じ安全対策を取ることによって全てのステージで着火確率が許容値以下となった
7.3.3.8 A2L 冷媒の場合のコンビニエンスストアに対するリスクアセスメント
A2L 冷媒を使用した内蔵ショーケースについてコンビニエンスストアの店舗（床面積 84.7 m2）を想定してリスクアセスメントを実施した．リーチインショーケースの庫内は R290 と同じサイズとし，凝縮器ユニットに関しては，輸送時及び保管時は R1234yf が 1.0 kg（R290 0.5 kg と同一のケースサイズでほぼ同様の能力となる冷媒量）の small cabinet，その以外のステージでは R1234yf が 3.8 kg（LFL の 13 倍）の large cabinet とした．
輸送時は，R1234yf 1.0 kg が 4 分で全量漏れるとし，式(7-18)及び式(7-19)で計算した結果，可燃域継続時間
は 5.7 min となった．狭小倉庫保管などの小部屋における可燃空間時空積は，7.2.6.2 項に記載の方法で加重平均により求めた．微少漏れの時は冷媒量 3.8 kg でも 84.7 m2 以上の床面積では可燃域が生成されないため，中型倉庫保管時，設置時，使用時，修理時及び廃棄時では，微少漏れを除く確率を庫外漏れの冷媒漏えい発生確率とした．A2L 冷媒にとっての着火源を Table 7-7 に示す．これは，Table 7-2 及び Table 7-4 に記載のもののう
ち裸火に起因するものである．ただし，ライターは使用時以外は石油ライターのみが着火する 7-6)としその割合を 5 %とした．使用時は試し着火であり使用者が必ず着火させると考え全てのライターが着火するとした．
また，ろう付けバーナーは周囲の冷媒には着火するが冷媒噴出部では着火しない 7-6)とした．
リスクアセスメントの結果，使用時は，2.6310−8 と未対策では許容値を超え，R290 と同様の 7.3.2 項に記載の安全対策を講じることによって 2.2010−13 と許容値以下になった．作業時では，輸送時（5.0310−8）と保管時（1.3410−9）は未対策で許容値以下となり，安全対策不要となった．その他，設置時，修理時，撤去時も未対策で許容値以下となった．内蔵ショーケースは A2L 冷媒の着火源である裸火が多く存在する場所には殆ど設置されないが，IEC 60335-2-89，JIS C 9335-2-89 及び日冷工規格の適用範囲に含まれる業務用冷凍冷蔵庫・業
務用製氷機は裸火が多く存在する場所に設置されるため，これらを厨房（床面積 30.17 m2）に設置した場合のリスクアセスメントも行った．その際，ドア下隙間の影響及び建築基準法に基づく換気（0.1 m/s）の影響を可
燃空間時空積に係数を乗じることによって考慮した．その結果，Table 7-8 に示すように，設置時，修理時，撤去時において，着火確率が許容値を超え，A2L 冷媒の取扱教育（禁煙，着火源の教育等）に加え，Table 7-9 の安全対策を施すことによって着火確率が許容値以下になった．内蔵ショーケースの安全対策はこれらの機器
143

と同じとした．A3 冷媒に対する安全対策（Table 7-6）との違いは，静電気防止のための手袋着用を不要としたこと，店内修理時の電源遮断を裸火使用禁止に変えたことである．なお，これらの安全対策は他の A2L 機器に対する安全対策 7-12)とほぼ同様となった．
Table 7-7 Ignition sources for A2L refrigerants(a) usage stageName
Ti (s)nk
NoteCigarette lighter
551
5 people try igniting for 5 s per day
Combustion-type heater
3.61041
0.0001 Use 10 h in a day, Dissemination rate: 0.01 %(f) Common for the work stageName
Ti (s) nk
Note
Smoking by workers
Cigarette smoked: 1 /person/h; ignition time with lighter: 5 s;
51/h 0.0141/person smoking rate: 28.2 %; existence rate of oil lighter: 5 %(open flame)(b) Storage (2 h, 2 workers, 15 m2)
Name
Ti (s)nk
Note
Combustion-type heater
Usage of 120 days per year; usage rate: 25 %2
7.2101
0.082(open flame)(0.25120/365=0.082)(c) Install, repair or removal (1 to 4 h, 1 to 2 workers)
Name
Ti (s)
nk
Note
Ignition source in usage−−−
See (a)2 min  4 locations (not to ignite in the area of burst
Burner for brazing (open flame) 1.2102 4
0.5
of refrigerant) (only at repair)

Table 7-8 Ignition probability of commercial freezer, refrigerator and commercial ice-makers for R1234yf(tolerable value; 3.22×10−9 for usage stage, 3.22×10−8 for work stage)Stage
Installation (in store operation)
Repair (in-store repair)Removal (in store operation)

No measures
5.64×10−8
2.47×10−7
1.46×10−7

With measures
3.70×10−9
1.27×10−9
1.98×10−8

Table 7-9 Safety measures for A2L refrigerants at the work stage(no safety measures required at transportation and storage)
Stage
Installation
RepairRemoval

7.4

Safety measures
1. Marking of warning of risk of fire on the product
2. Using a portable leak detector and stopping work at the time of leakage
1. Using a portable leak detector and stopping work at the time of leakage
2. In in-store repair, prohibit the use of open flames and ventilate around the refrigerated display cabinet
well while recovering the refrigerant by the recovery machine or charging the refrigerant
1. Marking of warning of risk of fire on the product
2. Using a portable leak detector and stopping work at the time of leakage

国際規格と日本の規格

7.4.1 国際規格
業務用冷凍冷蔵機器の国際規格 IEC 60335-2-89 の Edition 3.07-1)の主な内容を示す．IEC 60335-2-89 では可燃性冷媒は A3，A2 及び A2L 冷媒を指す．
7.4.1.1 最大冷媒充塡量
冷媒回路に充塡する可燃性冷媒の最大充塡量は，LFL の 13 倍と 1.2 kg のうち小さい値とする．R290 の場
合，LFL が 0.038 kg/m3 であり，最大冷媒充塡量は 0.494 kg となる．なお，日本からの IEC への提案によって，次の版では 1.2 kg の上限が無くなり，どの冷媒でも LFL の 13 倍まで充塡できる規定となる．
7.4.1.2 最小設置床面積0.15 kg 超の可燃性冷媒充塡機器は，冷媒量が部屋容積に対して LFL の 1/4 となる最小設置床面積以上の部
屋に設置しなければならない．R290 を 0.494 kg 充塡した機器を設置できる最小設置床面積は 23.7 m2 となる．
7.4.1.3 冷媒漏えい試験
144

0.15 kg 超の可燃性冷媒充塡機器では，規定の冷媒漏えい試験を行わなければならない．リーチインショー
ケース等では全冷媒量が庫内に漏えい後扉や蓋を開ける．機器周囲の冷媒濃度は，5 s 以下の間隔で測定し，測定開始から 5 min を超えた後は LFL の 1/2 を超えてはならない．
7.4.2 日本の規格
JIS C 9335-2-89 7-19)は，IEC 60335-2-89 を和訳し必要なデビエーション（国際規格との差異）を加えたもの
で，Edition 3.0 に対応する改正を行った．JRA 40787-20)及び JRA GL-217-21)は A3 冷媒を使用した内蔵ショーケ
ースのリスクアセスメント結果に基づく日冷工規格，JRA 40847-22)及び JRA GL-237-23)は A2L 冷媒を使用した内蔵ショーケース及び業務用冷凍冷蔵庫・業務用製氷機のリスクアセスメント結果に基づく日冷工規格である．これらを総称して日本の規格と呼称する．次に，主な内容を説明する．
7.4.2.1 最大冷媒充塡量
A2L 冷媒は A2 及び A3 冷媒よりも燃焼性が低いが IEC 60335-2-89 の規定では 1.2 kg までしか充塡できない．一方，空調機の規格 IEC 60335-2-40 では，燃焼性の違いから A2 及び A3 冷媒では LFL の 26 倍，A2L 冷媒では LFL の 52 倍まで充塡できる．そこで，日本の規格では 1.2 kg の上限を無くし，どの冷媒でも LFL の
13 倍まで充塡できる規定とした．R1234yf の場合 LFL が 0.289 kg/m3 であり最大冷媒充塡量は 3.757 kg となる．
7.4.2.2 表面温度
IEC 60335-2-89 では漏えいする可燃性冷媒にさらされる表面温度が冷媒の自己着火温度から 100 K を減じた
温度を超えてはならないと規定されている．一方，空調機の規格 IEC 60335-2-40 では，燃焼性の低さから，
A2L 冷媒にさらされる表面温度は 700 ℃まで許容している．そこで日本の規格では，A2 及び A3 冷媒では自己着火温度から 100 K を減じた温度，A2L 冷媒では 700 ℃を超えてはならないと規定した．これについても，
日本からの IEC への提案によって，次の版では日本の規格と同じ内容になる予定である．
7.4.2.3 免除時間削除及び可燃域生成防止対策
リーチインショーケースでは，全冷媒量が庫内に漏えいした後の扉急開放により庫外に大きな可燃域が生成される（7.2.2 項）．A3 冷媒では静電気や電気機器のリレー等が着火源になるため，可燃域の生成が短時間であっても容易に着火に至る可能性がある．厨房では A2L 冷媒でも裸火で容易に着火する．そこで日本の規格
では，測定開始から 5 分間の測定免除時間を削除して可燃域の生成を許容しない規定とし，庫内漏えい検知警
報手段と冷媒回路遮断装置を備える規定とした．さらに日冷工規格では，凝縮器ユニット漏れでは式(7-7)の風量でのファン運転を規定した．
7.4.2.4 機器への表示及び作業時の安全担保
日冷工規格では，機器への特別な警告表示を規定した．静電気を防止する手袋の着用（JRA GL-21），漏えい
検知器の携行と発報後の作業中止等の作業時の着火リスク低減のための規定も設けた．店内修理では，大気への冷媒放出時及び冷媒充塡時に店内の通風を良くし着火源となる全ての機器の通電を遮断すること（JRA GL21），又は特定不活性ガス用の回収機による冷媒回収時及び冷媒充塡時に店内の通風を良くし，店舗内での裸火の使用を禁止すること（JRA GL-23）を規定した．なお，A3 及び A2 冷媒は，高圧ガス保安法の規定によって，修理時に回収機で回収することはできない（JRA GL-21）
．

7.5

まとめ

A3 冷媒を使用した内蔵ショーケースのリスクアセスメントを行った．可燃性冷媒の最大充塡量は規格でLFL の 13 倍と定められており，大型の内蔵ショーケースの場合，A3 冷媒では必要とする冷媒量を賄うことができないため，A2L 冷媒を使用した内蔵ショーケースのリスクアセスメントも行った．
(1)A3 冷媒に関する冷媒漏えい解析を行った．
解析コードは，東京大学で行われたルームエアコンに対する CO2
漏えい測定結果を用いて検証した．解析の結果，リーチインショーケースの庫内漏れ後の扉急開放では庫外に必ず可燃域が生成され，平形ショーケースの凝縮器ユニット漏れでは所定の風量以上で可燃域が生成されなかった．コンビニエンスストアの床面積 84.7 m2 では店舗のドア上下隙間の影響が少なく，導出した密閉店舗での可燃空間時空積を評価に用いて問題ない．凝縮器ユニット漏れでは漏えい速度が低下しても可燃空間時空積が殆ど変化しなかった．実店舗モデルでの解析の結果，評価に使用する床面積にはレジ内も含145

めるのが妥当である．また，A2L 冷媒に関する冷媒漏えい解析の結果，漏えい高さが床面近辺であっても，微少漏れの場合，84.7 m2 では密閉店舗でも可燃域が生成されず，24.01 m2 では密閉店舗で僅かに可燃域が生成されるが密閉店舗でなければ可燃域は生成されないと思われる．
(2)各ライフステージのシナリオを想定し，冷媒漏えい解析から求めた可燃空間時空積と諏訪東京理科大学の今村の研究結果から設定した着火源を基に，A3 及び A2L 冷媒の着火確率を計算した．また，着火確率を許容値以下にするための安全対策を明確にした．使用時は，A3 及び A2L 冷媒とも，通電中は常時ユニットフ
ァンを規定風量以上で運転すること，リーチインショーケースなどのクローズドショーケースでは庫内漏えいを検知し庫内への漏えい遮断する機能を備えること，を安全対策とした．作業時は，製品への火気厳禁の注意喚起表示，携帯形漏えい検知器の携行及び発報時の対応，静電気防止のための手袋着用（A3 冷媒の場合），店内修理時の冷媒の廃棄時及び充塡時に機器の周囲の通風を良くし着火源となる全ての機器の電源を遮断（A3 冷媒の場合）又は裸火の使用を禁止（A2L 冷媒の場合）などを安全対策とした．国際規格とリスクアセスメント結果を比較し，国際規格の規定では安全上不十分と思われる内容を追加で規定した日本の規格を作成した．
謝辞
本報告書は，加藤俊匡様（オカムラ），池田真治様（サンデン・リテールシステム），阪江覚様（ダイキン工業），石原茂樹様（東芝キヤリア），小林章様（中野冷機），海沼秀和様（パナソニック），長谷川敬春様（フクシマガリレイ），出野裕様（富士電機），永井洋様（ホシザキ），保坂恵子様（三菱電機冷熱応用システム）の各位と主査 山下浩司（三菱電機）の共同作業によるものである．また，オブザーバーとして，堀和貴様（ダイキン工業），半田誠様（東芝キヤリア），堀田丈智様（フクシマガリレイ），前山英明様（三菱電機）の皆様のご協力を頂いた．事務局の長谷川一広様（日冷工）も含め，ここに深く感謝申し上げる．

参考文献
7-1)
7-2)
7-3)
7-4)
7-5)
7-6)
7-7)
7-8)
7-9)
7-10)
7-11)
7-12)
7-13)
7-14)
7-15)
7-16)
7-17)
7-18)

IEC 60335-2-89:2019, “Household and similar electrical appliances - Safety - Part 2-89: Particular requirements for commercial refrigerating
appliances and ice-makers with an incorporated or remote refrigerant unit or motor-compressor”, (2019.6).
N. Ashihara, M. Ito, C. Dang, E. Hihara and Y. Chen: “Numerical Simulation of Strongly Flammable Refrigerant Leakage from a Split Air
Conditioner”, Proc. 14th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Refrigerants, 1202, Tokyo (2020).
D. Colbourne and K. O. Suen: “Minimum Airflow Rates to Dilute R290 Concentrations Arising from Leaks in Room Air Conditioners”,
Proc. 13th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Refrigerants, 1104, Valencia (2018).
岡部靖憲:「確率・統計－文章題のモデル解法－」, pp. 131-133, 朝倉書店, 東京(2010).
http://izumi-math.jp/W_Takakura/k_kakuritu/k_kakuritu.pdf, （髙倉亘：「幾何学的確率に関する教材について）(2020).
矢嶋龍三郎, 木口行雄, 関根卓, 佐々木俊二, 伊藤俊太郎, 山下浩司, 観音立三: 「微燃性冷媒を用いたビル用マルチエア
コンのリスクアセスメント」, 日本冷凍空調学会論文集, 33(1), pp. 23-39 (2016.3).
今村友彦, “公立諏訪東京理科大の進捗”, 2020 年度プログレスレポート 第 2 部 次世代冷媒の安全性・リスク評価, 日本冷凍空調学会, pp. 29-46 (2021).
ISO/IEC Guide51, “Safety aspects - Guidelines for their inclusion in standards”, (2014).
経産省：「リスクアセスメント・ハンドブック 実務篇」(2011.6).
IEC 60335-2-40:2018, “Household and similar electrical appliances - Safety - Part 2-40: Particular requirements for electrical heatpumps, air-conditioners and dehumidifiers”, (2018.1)
David J. Smith: “Reliability, Maintainability and Risk 8th Edition: Practical Methods for Engineers”, Eighth Edition, Elsevier, pp. 395397 (2011).
日冷工：「微燃性冷媒を使用したビル用マルチエアコンのリスク評価報告書」, https://www.jraia.or.jp/research/pdf/vrf_a0.pdf,(2017.9).
吉田孝博, 久保田啓吾, 澤井丈徳, 増井典明：「帯電した人体からの放電電流波形の時間－周波数解析」, 静電気学会誌, Vol.
31 (No. 3), pp. 113-118 (2007).
山隈瑞樹：「水素の静電気感度」, 安全工学, 44(6), pp. 386-390 (2005).
R. K. Eckhoff, M. Ngo and W. Olsen: “On the minimum ignition energy (MIE) for propane/air”, Journal of Hazardous Materials, 175,
pp. 293–297 (2010).
https://www.nite.go.jp/jiko/jiko-db/accident/search/
大西由哲，奥山博康，永山啓樹，大井元：「車室内の上下温度分布の工学モデル」, 空気調和・衛生工学会大会学術講演論
文集, pp. 333-336 (2007.9).
仲川純子, 岩下剛, 吉浪譲, 永山啓樹, 横山雄樹：「自動車車室内の空気質に関する基礎的研究（第 2 報）換気量，VOC に関する報告」, 空気調和・衛生工学会大会学術講演論文集, pp. 537-540 (2007.9).

146

7-19) JIS C 9335-2-89, “家庭用及びこれに類する電気機器の安全性 - 第 2-89 部：業務用冷凍冷蔵機器及び製氷機の個別要求事項”, (2021.3).
7-20) JRA 4078, “可燃性冷媒を使用した内蔵形冷凍冷蔵機器の冷媒漏えい時の安全機能要求事項”, 日冷工, (2021.3).
7-21) JRA GL-21, “可燃性冷媒を使用した内蔵形冷凍冷蔵機器の冷媒漏えい時の安全確保のための施設ガイドライン”, 日冷工, (2021.3).
7-22) JRA 4084, “微燃性（A2L）冷媒を使用した内蔵形冷凍冷蔵機器の冷媒漏えい時の安全機能要求事項”, 日冷工, (2022.9).
7-23) JRA GL-23, “微燃性（A2L）冷媒を使用した内蔵形冷凍冷蔵機器の冷媒漏えい時の安全確保のための施設ガイドライン”,
日冷工, (2022.9).

147

次世代冷媒･冷凍空調技術の基本性能･最適化･評価手法および安全性･リスク評価

第３部 次世代冷媒の規制・規格の調査
WG III ファイナルレポート

公益社団法人日本冷凍空調学会 次世代冷媒に関する調査委員会

2023 年 1 月 31 日

目次
1. はじめに ............................................................................. 2
1.1 調査事業の概要と本報告書について .................................................. 2
参考文献 ............................................................................. 3
1.2 関連する国内外規制，規格，標準 .................................................... 3
2. 国内外の法規制，規格の動向調査 ....................................................... 4
2.1 冷媒の基本特性に係る規格，標準 .................................................... 4
参考文献 ............................................................................. 4
2.2 冷媒および機器の安全性に係る規制，規格 ............................................ 5
2.2.1 冷媒の安全性に係る規制，規格 ................................................... 5
2.2.2 機器の安全性に係る規制，規格 ................................................... 7
2.2.3 冷凍空調全般の安全性に係る規制，規格........................................... 11
2.2.4 国内の冷媒および機器の安全性に係る規制，規格 .................................. 15
参考文献 ............................................................................ 17
2.3 冷凍空調機器の性能評価に係る規制，規格 ........................................... 18
2.3.1 国際規格 ISO .................................................................. 18
2.3.2 日本産業規格 JIS .............................................................. 20
2.3.3 性能規格の課題と改定の動き .................................................... 21
2.3.4 建築物省エネ法 ................................................................ 23
参考文献 ............................................................................ 24
2.4 研究開発成果の規格，標準等の改定への貢献 ......................................... 26
3. 海外の動向 .......................................................................... 28
3.1 欧州の動向 ....................................................................... 28
参考文献 ............................................................................ 31
3.2 米国の動向 ....................................................................... 31
参考文献 ............................................................................ 33
3.3 中国の動向 ....................................................................... 33
参考文献 ............................................................................ 35
3.4 途上国の動向 ..................................................................... 36
参考文献 ............................................................................ 36
4. 次世代冷媒候補の動向 ................................................................ 37
4.1 HFC 代替冷媒の検討状況 ........................................................... 37
参考文献 ............................................................................ 40
4.2 次世代冷媒を取り巻く課題 ......................................................... 40

1

1. はじめに1.1 調査事業の概要と本報告書について
公益社団法人日本冷凍空調学会が実施する調査事業の目的は，NEDO 事業「省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍空調技術及び評価手法の開発」の成果を横断的にとりまとめ，国内外に発信すると共に，次世代冷媒の基本特性，性能評価及びこれを適用した冷凍空調機器の安全性，リスク評価に関し，国際規格，国際標準に提案すべき内容の調査を行うことにある．
2018 年度，調査委員会の中に WG III を設け，有識者による意見交換を通じて情報を集約していくこととなり，第一段階として，冷媒，冷凍空調機器に関わる国内外の規制，規格の種類，内容についての現状調査を行った．
2019 年度は，これらの最新動向を把握するため，より詳細な資料情報収集と専門家へのヒアリング調査を行うと共に，欧州，米国の関連機関への訪問により，法規制，規格の改定の動向ついての調査を実施した．
2020 年度は，さらに冷媒の安全性に関わる規格改定等の進展の把握，新冷媒候補の特許出願面からみた調査，システム性能評価関連規格調査への着手などを実施した．
2021 年度は，従来調査の継続として，関連機関公表資料，開催シンポジウム資料，ヒアリング等を通じて情報収集を行い，動向調査を実施した．特に，これまでに十分に行えていなかった中国における冷媒動向調査を新たに実施している．
2022 年度は，関連規制，規格，標準の最新動向を把握すると共に，海外の動向，次世代冷媒候補の動向について新情報を加えた．さらに，研究開発成果が規格や標準にどう反映されたか，または見込みがあるかに関して調査し，取りまとめを行なった．
各年度の調査結果詳細については，プログレスレポートとして日本冷凍空調学会のホームページで公開しているので参照されたい．1), 2), 3), 4)
本報告書は，最終版として，次世代冷媒に関する調査委員会 WG III（規制・規格の調査）の 5 年間の成果のまとめを記載したものである．

主 査

委 員

氏名
岸本 哲郎
片岡 修身
宮田 征門
東條 健司
松本 一哉

オブサーバー

事務局

Table1.1-1 List of WG III members
所属
環境エネルギーネットワーク２１理事長
日本冷凍空調学会 ISO 国内分科会主査
国土交通省 国土技術政策総合研究所
住宅研究部 建築環境研究室 主任研究官
早稲田大学
高圧ガス保安協会 高圧ガス部審議役

井上順広

東京海洋大学 教授

藤垣聡

新エネルギー･産業技術総合開発機構 環境部 統括研究員

森智和

新エネルギー･産業技術総合開発機構 環境部 主幹

高橋辰彦

新エネルギー･産業技術総合開発機構 環境部 専門調査員

牛腸

誠

新エネルギー･産業技術総合開発機構 環境部 主査

大石拓摩

新エネルギー･産業技術総合開発機構 環境部

河野 恭二
西口 章
上村 茂弘

日本冷凍空調学会 事務局長
日本冷凍空調学会
日本冷凍空調学会

2

Table1.1-2 Author list
主執筆者

執筆協力

1. はじめに岸本 哲郎（環境エネルギーネットワーク２１）

2. 国内外の法規制、規格の動向調査

西口 章

3. 海外の動向

上村 茂弘（日本冷凍空調学会）

4. 次世代冷媒候補の動向

上村 茂弘（日本冷凍空調学会）

WG III 委員（上記）（日本冷凍空調学会）–––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––
本報告書に掲載されている情報の正確性については万全を期していますが，著者および当学会は利用者が本報告書の情報を用いて行う一切の行為について，何らの責任を負うものではありません．
本報告書の利用に起因して利用者に生じた損害につき，著者および当学会としては責任を負いかねますので御了承ください．
–––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––
参考文献
1) Progress report part3 of NEDO project, JSRAE, (2019.6),
https://www.jsrae.or.jp/committee/jisedai_R/H30_ProgressR_WG3.pdf
2) Progress report part3 of NEDO project, JSRAE, (2020.7),
https://www.jsrae.or.jp/committee/jisedai_R/2019_ProgressR_WG3.pdf
3) Progress report part3 of NEDO project, JSRAE, (2021.7),
https://www.jsrae.or.jp/committee/jisedai_R/2020_ProgressR_Part3.pdf
4) Progress report part3 of NEDO project, JSRAE, (2022.7),
https://www.jsrae.or.jp/committee/jisedai_R/2021_ProgressR_Part3.pdf
1.2 関連する国内外規制，規格，標準
冷媒，冷凍空調機器に関連する国際規格，日本及び米国，欧州，中国の規制，規格をまとめて Table 1．
2-1 に示す．
Table 1.2-1 Regulations and standards related with refrigerant and refrigeration air-conditioning products
国際
フロン類規制（オゾン層保護、
温暖化防止）

モントリオール議定書
気候変動枠組み条約

冷媒の基本特性ISO 17584

冷媒の安全性ISO 817日本
地球温暖化対策推進法
オゾン層保護法
フロン排出抑制法

米国
Clean Air Act, SNAP
AIM

欧州

中国

European Climate Law
F-gas Regulation
MAC Directive

Refprop

高圧ガス保安法

ASHRAE 34

EN 378

GB/T 7778

冷凍空調全般及び ISO 5149-1,2,3,4
機器の安全性IEC 60335-2,24,34,40,89

高圧ガス保安法JIS C 9335-2-24,34,40,89

ASHRAE 15
UL 60335-2-24,34,40,89
UL 484

EN 378
EN 60335-2-24,34,40,89

GB 4706.32
GB/T 9237

冷凍空調機器の省エネルギー

ISO 52000

省エネ法
建築物省エネ法

Erp Directive
EPBD

GB 21455

冷凍空調機器の性能試験方法・
性能評価方法ISO 16358-1,2,3
ISO 5151
ISO 15042

JIS C 9612
JIS B 8615-1,2,3
JIS B 8616

AHRI Standard 210/240
AHRI Standard 1230

EN 14511
EN 14825(BAM Test Guidline)

全地球規模の環境問題への対応から，オゾン層保護，温暖化防止のための国際条約や各地域での法規制が強化されている．これに伴い，冷媒物性や安全性に関する規格，および冷凍空調システムや機器の安全性に係る規格について，新たな基準や規制の検討が進められている．また，環境問題に適合した次世代冷媒の実用化に際しては，省エネルギー規制による制約も考慮する必要がある．このための，基準となる冷凍空調機器の性能試験方法や性能評価方法の規格の見直しも進められている．これ
らの規格の主要なものをリストアップしている．
3

2. 国内外の法規制，規格の動向調査
2.1 冷媒の基本特性に係る規格，標準(1) ISO 17584
冷媒および冷媒混合物の熱物性に関する国際規格としては，ISO 17584:2005 “Refrigerant Properties”がある．これは，2005 年に第 1 版が発行されており，対象冷媒は R12, R22, R32, R123, R125, R134a, R143a,
R152a, R717 (ammonia), R744 (carbon dioxide) と混合冷媒 R404A, R407C, R410A, and R507 である．
これを改定した第 2 版が 2022 年 8 月に発行に発行された 1)．主な変更点は以下の通りである．
－ 新しい冷媒の追加：R290, R600a, R1233zd(E) 2), R1336mzz(Z) 3), R1234yf 4)，R1234ze(E)－ アンモニアについてのデータ更新
こ の改 定にお いて ，日本 から も複数 の専 門家が 検討 に参加 して おり， 新た な冷媒 （ R1233zd(E),R1336mzz(Z), R1234yf，）の状態方程式については，NEDO プロジェクトの成果が採用されている．
今後の改定では，新たな混合冷媒が追加されると考えられるが，その種類や時期については未定である．
(2) REFPROP
米国商務省の NIST (National Institute of Standards and Technology) が発行している，冷媒を含む流体の物性計算プログラム REFPROP 5)は，
1989 年に冷媒物性のデータベースプログラム REFrigerant PROPerties
として，バージョン 1.0 がリリースされた．この最初のバージョンでは，15 の純物質と２成分のみの混合物を取り扱うものであった．その後，プログラムの改良と流体の追加を繰り返し，現在は冷媒以外の流体も対象とする REFerence fluid Properties となっている．
その最新版は，2018 年にリリースされた version 10.0 である．最近の低 GWP 冷媒の他，冷媒以外の天然ガスや宇宙用途，一般産業向けに用いられる流体を含み，147 の純流体，5 つの擬似純流体（空気など）及び最大 20 個の成分を含む混合物に対応しており，実用上の国際標準として，現在広く用いられている．
改定の検討は継続して行われており，次期の version 10.1 は 2023 年にも公開されると予想されている．次期バージョンでは，NEDO プロジェクトで得られた次世代冷媒の物性データやそれらを組み合わせた混合冷媒のデータが多く採用される予定である．
参考文献
1) ISO 17584:2022, Refrigerant properties: ISO, (2022)
2) R. Akasaka, E. W. Lemmon: An international standard formulation for trans-1-chloro-3,3,3-trifluoroprop-1-ene [R1233zd(E)]covering temperatures from the triple-point temperature to 450 K and pressures up to 100 MPa, J. Phys. Chem. Ref. Data, 51(2),023101, (2022).
3) M. O. McLinden, R. Akasaka: Thermodynamic Properties of cis-1,1,1,4,4,4-tetrafluorobutene [R-1336mzz(Z)]: Vapour pressure,(p, ρ, T) behavior and speed of sound measurements and equation of state, J. Chem. Eng. Data, 65(9), 4201-4214, (2020).
4) E. W. Lemmon, R. Akasaka: An international standard formulation for 2,3,3,3-tetrafluoroprop-1-ene ([R12334yf] covering
temperatures from the triple-point temperature to 410 K and pressures up to 100 MPa, Int. J. Thermophys., 43(8), 119, (2022).
5) 米国 NIST，https://www.nist.gov/programs-projects/reference-fluid-thermodynamic-and-transport-properties-database-refprop

4

2.2 冷媒および機器の安全性に係る規制，規格
2.2.1 冷媒の安全性に係る規制，規格
冷媒の安全性に係る規格としては，
国際規格 ISO 817 “Refrigerants – Designation and safety classification”1)と ASHRAE（米国暖房冷凍空調学会）が発行する ASHRAE Standard 34 “Designation and Safety Classificationof Refrigerants” 2)がある．いずれも燃焼性と毒性に関する安全性の基準を設けて，個別の冷媒に対する冷媒番号の付与と安全等級の指定を行っている．この冷媒の安全性等級が，冷凍空調機器およびシステム
全体の安全性規格を適用する際の重要な基準となっている．
これら二つの規格では，冷媒の安全性等級として，毒性等級と燃焼性等級を定めている．
まず，毒性等級とその判定基準を Table 2.2-1 に示す．ISO817，ASHRAE Standard 34 ともに OEL（occupational exposure limit：慢性毒性限界）を用いて同じ判定基準となっている．
Table 2.2-1 Criteria for toxicity classifications of ISO 817 and ASHRA Standard 34
等級

表記

OEL 職場曝露限界*1

A

Lower chronic toxicity 低慢性毒性≧400 ppm

B

Higher chronic toxicity 高慢性毒性< 400 ppm

*1：通常の 1 日 8 時間，週に 40 時間労働でほとんどすべての労働者が悪影響を受けることがない時間加重平均の曝露濃度

次に，燃焼性等級及び判定基準を Table 2.2-2 に示す．判定基準としては，①火炎伝播の有無，②燃焼
下限界濃度 (LFL: lower flammability limit)，③燃焼熱 (HOC: heat of combustion)，④燃焼速度 (burning
velocity)，の 4 つの基準を用いており，これらすべての条件を満足したときにそれぞれの等級に判定される．但し，強燃性３については，LFL と HOC はどちらかを満足すれば，強燃性３と判定される．

Table 2.2-2 Criteria for flammability classifications of ISO 817 and ASHRAE Standard 34
等級

表記

火炎伝搬*1

燃焼下限界濃度 LFL*2

燃焼熱 HOC*3

燃焼速度*4

1

No Flame Propagation
不燃性

なし

-

-

-

2L

Lower Flammability
微燃性あり>3.5 % (ISO)>0.10 kg/m3 (ASHRAE)

and<19,000 kJ/kg

and≦10 cm/s

2

Flammable
可燃性あり>3.5 % (ISO)>0.10 kg/m3 (ASHRAE)

and<19,000 kJ/kg-

3

Higher Flammability
強燃性あり≦3.5 % (ISO)≦0.10 kg/m3 (ASHRAE)

or≧19,000 kJ/kg-*1：試験条件は，60 ℃，101.3 kPa*2：試験条件は，23 ℃，101.3 kPa．但し，火炎が伝搬しない場合は，60 ℃，101.3 kPa．
*3：試験条件は，25 ℃，101.3 kPa*4：試験条件は，23 ℃，101.3 kPa．

Table 2.2-2 に示すように，燃焼下限界濃度 LFL の判定基準値については，ISO 817 が体積濃度 3.5％に対して，ASHRAE Standard 34 は 0.10 kg/m3 と異なったものになっている．この点を含めて，技術的な相違の主な点を Table 2.2-3 に示す．

5

Table 2.2-3 Technical differences between ISO 817 and ASHRAE Standard 34
ISO 817

項 目
燃焼等級の境界 LFL
安全
等級

燃焼性分類
毒性分類
OEL の基準
FCL

濃度
限界

燃焼
試験
方法
分別
試験
方法

ATEL

Anaesthetic
or CNS effectCardiacsensitisation

3.5% by volume
WCF と WCFF
OSHA PEL, ACGIH TLVTWA, TERA WEEL, MAK

ASHRAE Standard 34
0.10kg/m3
WCFF
OSHA PEL, ACGIH TLVTWA, TERA WEEL

20% of LFL

25% of LFL

NOAEL 100%NOAEL 80%

Allows other similar
compounds data

Dose not allow other similar
compounds data

燃焼空気

Reconstituted airStandard air

湿度
温度0.0088 g/g, and < 0.00015 g/g±0.5K

0.0088 g/g±5°F（3℃）

空気との混合時間> 5 min

混合静定時間> 2 min30～60 s

充填条件

60 s
60℃，100%充填

漏洩試験

60℃

54.4℃

漏えい/最充填試験

不要

必要

54.4℃，100%充填

WCF: worst case of formulation for flammability; 公称組成比の精度の範囲内で燃焼性が最も高くなる混合組成
WCFF: worst case of fractionation for flammability; WCF 組成の混合冷媒の蒸発，凝縮による組成変化のうち燃焼性が最も高くなる混合組成．
OHSHA: Occupational Safety and Health Administration（USA）; 労働安全衛生局
PEL: permissible exposure limit
ACGIH: American conference of Governmental Industrial Hygienists; 米国産業衛生専門家会議
TLV: threshold limit value
TWA: time-weighted average
TERA: Toxicology Excellence of Risk Assessment; 米国の非営利リスク評価機関
WEEL: workplace environmental exposure level
ATEL: acute toxicity exposure limit
CNS: central nervous system
MAK: maximale arbeitsplatz-konzentrationen; 最大職場濃度
NOAEL: no observed adverse effect level以上説明した ISO 817 と ASHRAE Standard 34 は，冷媒の安全性に係る規格として，それぞれを採用する国や関連する規格を持っており，並立している状態にある．課題として大きく以下の点が挙げられ
る．
a) 2 つの規格が並立していること．
b) 2 つの規格で，冷媒の名称や安全性等級を定めるプロセスが異なること．
c) 2 つの規格で，安全性等級の基準や試験方法など，技術的に異なる点があること．
現状では，1 つの冷媒に対して 2 つの規格への申請が必要であり，それぞれで異なる冷媒番号が付与されたり，異なる安全等級となったりする可能性がある．
このような不都合を回避するためには，これら 2 つの規格の違いを解消し，1 つの国際規格に統合することが理想である．しかしながら，それには多くの変更が必要であり，混乱を避けるためには段階を追って統合を進めていく必要がある．まずは，2 つの規格を維持しつつ，上記 b)，c) の違いを解消するための検討が，ISO 817 と ASHRAE Standard 34 で検討，調整が行われている．
(1) ISO 817
ISO 817 は ISO/TC86/SC8 “Refrigerants and refrigeration lubricants” が担当しており，主に作業グループ
WG5 “Refrigerants – Designation and safety classification” で検討が行われている．
現状の ISO 817:20141)は，2014 年 5 月に発行されており，それ以降に以下の修正票（Amendment）が発行されている．
・ISO 817 Amendment 1 (2017.11)3):
申請データに含まれる AIT（自己着火温度）の定義を追加，0.6%未満の成分は混合冷媒の成分として認めないこと，冷媒の表をウェブ上に移動して，定期的に更新できるようにしたこと，など．
6

・ISO 817 Amendment 2 (2021.4)4):
冷媒濃度限界（RCL: refrigerant concentration limit）を個別の冷媒の特性値として使用することをやめて，冷媒表から削除，混合物の毒性データの求め方の修正，ASHRAE Standard 34 との整合化をはかるための申請手続きを規定する条項の新設，など
ASHRAE Standard 34 との技術的な整合については，ISO/TC86/SC8 のタスクフォース TF 1（ISO 817
technical alignment）で検討が行われている．また，毒性等級に関しては，慢性毒性 OEL だけでなく急性
毒性 ATEL を組み合わせた新たな基準について，タスクフォース TF 2 “Toxicity safety classification” で検討が行われている．さらに，次世代冷媒候補として，化学的な安定性が課題となる物質も検討されていることから，毒性と燃焼性に加えて安定性の基準を導入してはどうかという提案を日本から行い，冷媒の不安定性に関する調査を進めることになった．
ISO817 改定のための新作業項目提案（NP: New work item Proposal）の投票が，2021 年 7 月 16 日～10
月 8 日の期間で行われて承認された．その後，提案されている原案は作業原案（Working Draft）として検討を進められている．今後の予定としては，2023 年 6 月に DIS の登録，2024 年 6 月に国際規格の発行の目標が定められている．
(2) ASHRAE Standard 34
最新の ASHRAE Standard 34 は 2022 年 10 月に発行された ASHRAE Standard 34-20222)であり，ASHRAE
Standard 34-2019 とそれに対する Addenda5)をまとめてたものである．Addenda には，新たな冷媒を追加するものと，規定の内容を変更するものがある．ASHRAE Standard 34-2019 の規定の内容を変更する
addenda としては，以下のものが発行されてた．
・Addendum a, 2019/11/5
RCL に関して，混合物の急性毒性を決定する方法の明確化．混合物の毒性データがある場合はそれを用い，ない場合には加重平均を用いる．
・Addendum b, 2019/11/5
急性毒性に関して，混合物としての毒性データも，ある場合には，申請データに入れる．
・Addendum c, 2019/11/5
Table 4-1, 4-2 の RCL の値の誤記訂正．
・Addendum f, 2019/12/12
Table 4-1, 4-2 に LFL データの追加．
・Addendum i, 2020/9/1
冷媒申請に MSDS の提出を不要とした．
・Addendum j, 2020/9/30
冷媒番号や添え字のつけ方．原則は順番に付与するが，他の規格との混乱を避けるために，飛ばすこともできるようにした．
・Addendum k, 2020/9/30
混合物の成分の唯一性（ユニーク）の定義を追加．
・Addendum n, 2020/9/30
申請データの有効数字の推奨表とデータの出所の明示を追加．
・Addendum ag, 2022/8/31
新規冷媒の申請書類は，紙の申請書類提出を不要とし，電子書類で提出することに変更．
これらの Addenda は，ASHRAE の SSPC（Standing Standard Project Committee）34 において，検討，承認された．SSPC34 では，ISO 817 との整合について検討を継続中である．
2.2.2 機器の安全性に係る規制，規格
冷凍空調機器の安全性に関する国際規格としては，国際電気標準会議 IEC（International ElectrotechnicalCommission）が発行する IEC 60335 シリーズがある．これは，家庭用電気機器の安全性の基本となる規格 IEC 60335-1 “Household and similar electrical appliances – Safety – Part 1: General requirements” と個別の電気機器の安全基準を定めた Part 2 から構成されており，個別の機器に対しては Part 1 と Part 2 を併せて適用する．機器そのものの安全基準となり，後述する冷凍空調機器全般の安全性に係る規格と重なる
7

部分があるが，重複する場合は機器の規格が優先される．冷凍空調機器に関連する Part 2 の規格としては下記のものがある．
IEC 60335-2-24: Particular requirements for refrigerating appliances, ice-cream appliances and ice-makers
IEC 60335-2-34: Particular requirements for motor-compressors
IEC 60335-2-40: Particular requirements for electrical heat pumps, air-conditioners and dehumidifiers6)
IEC 60335-2-89: Particular requirements for commercial refrigerating appliances and ice-makers with anincorporated or remote refrigerant unit or motor-compressor7)
IEC 60335-2-24, 34, 89 は，IEC の分科委員会 IEC/TC61/SC61C “Safety of refrigeration appliances forhousehold and commercial use”が担当しており，IEC 60335-2-40 は，IEC/TC61/SC61D “Appliances for airconditioning for household and similar purposes” が担当している．．
米国には，材料や部品，装置から製品に至るまでの機能や安全性に関する試験，検査，認証を行う，UL（Underwriters Laboratories Limited Liability Company）が策定する UL 規格があり，IEC 規格を基にした UL 60335 シリーズの安全規格を発行している．また，ルームエアコンに関する規格 UL 484 がある．
一方，欧州には，欧州標準化委員会（CEN: Comité Européen de Normalisation）が定める EN 60335 シリーズの規格がある．
(1) IEC 60335-2-40
IEC60335-2-40 は機器の規格であり，設置場所の要件や冷媒の使用に関する占有区分の規定は含まれておらず，一般的な空調等での利用を想定している．また，冷媒としては A1, A2L, A2, A3 を対象としており，可燃性冷媒のモル質量は 42 kg/kmol 以上に限定している．
IEC 60335-2-40 の最新版は，2022 年 5 月に発行された Edition 7.06) で，2018 年 1 月の Edition 6.0 を改定したものである．
次世代冷媒を選定するうえで重要なポイントとなる冷媒充填量の制限について，Edition 6.0 では，A2L冷媒に対する充填量制限等の要件が規定されるとともに，気密強化冷凍システム（ETRS: Enhanced
Tightness Refrigerating System）の定義が追加されて，A2L 冷媒使用に対する規制の緩和が図られた．
Edition 7.0 では，A2L 冷媒に対する充填量制限をさらに緩和するとともに，A2, A3 冷媒に対しても緩和要件を拡大している．すなわち，A2, A3 冷媒に対する充填量制限等の要件が追加され，A2, A3 冷媒にも気密強化システムの適用を拡大して，充填量制限を緩和している．また，安全遮断弁で遮断することなどによる，放出可能な充填量を適用する要件も追加されている．
冷媒充填量の緩和で重要となる気密強化冷凍システム ETRS の条件としては，占有スペースに圧縮機や冷媒を含む圧力容器を配置しないこと，占有スペース内の室内ユニットの冷媒を含む部分が回転部品などの故障による損傷から保護されていること，占有スペース内の冷媒を含む部品の振動を抑えること
や凍結防止など，占有スペースへの漏れの可能性を抑える要件が定められている．これに対応するシステムとして想定されるのは，スプリットエアコンやビル用マルチ空調システムである．
冷媒充填量の制限については，附属書 GG（Annex GG）にまとめられている．充填量制限は，燃焼下限濃度 LFL（kg/m3）を用いた，下記の制限値 m1，m2，m3 により制約されている．
A2, A3 冷媒に対して：
m1 =4 × LFL(2.2-1)m2 = 26 × LFL(2.2-2)m3 = 130 × LFL(2.2-3)
A2L 冷媒に対して：
m1 =6 × LFL
m2 = 52 × LFL
m3 = 260 × LFL(2.2-4)(2.2-5)(2.2-6)

附属書 GG の冷媒充填量に関する条項の概要を，充填量制限の範囲とシステムで分類して，Table 2.24 に示す．

8

Table 2.2-4 Outline of Annex GG4)

表中に分類された附属書 GG の条項番号のタイトルを以下に示す．
GG.2 : 換気されていない空間での充填量制限の要件
GG.2.1: 一般
GG.2.2: 一体型循環気流を備えた A2L 冷媒を使用する固定機器
GG.2.3: 一体型循環気流を備えた A2, A3 冷媒を使用する固定機器
GG.3 : 機械換気のある空間での充填量制限の要件
GG.6 : 二次熱交換器を用いた冷凍システムの要件
GG.7 : 冷媒充填量が m1＜mc≦2m1 で移動式の工場密封パッケージシステム
GG.8 : A2L 冷媒を使用する機器の換気空間の要件
GG.9 : 空気ダクトを介して 1 つ以上の部屋と接続された A2L 冷媒を使用する機器の充填量制限
GG.10 : A2L 冷媒を使用する気密強化システム（ETRS）の許容充填量
GG.14 : A2, A3 冷媒を使用する気密強化システム（ETRS）の許容充填量
Edition 7.0 では，ETRS での A2L 冷媒の充填量を制限する GG.10 の要件が緩和されるとともに，ETRS
での A2， A3 冷媒の充填量を規定する GG14 が新たに制定されている．Edition 6.0 から 7.0 への改定の要点を Table2.2-5, 2.2-6 に示す．

9

Table 2.2-5 Key points of revision of IEC 60335-2-40
IEC6 版(2018 年)

IEC7 版 FDIS(2022 年)

警告マーク

A2L 固有の火炎マーク

A3 と同マーク＋A2L など等級対策要求

充填量で制限放出可能な充填量での制限も可

着火源の規定誘導負荷（モータ）の限界を規定

誘導負荷＋その他（ヒータ）ETRS

A2L にほぼ限定

A3 にも緩和して適用を拡大

許容表面温度HSIT（加熱面着火温度）-100K またはHSIT-100K または AIT
AIT（発火点）-100K

安全遮断弁の漏れ

規定なし

トータルで 4×LFL（1.2g/s=4.32kg/h）

冷媒センサシステム

冷媒センサシステムによる対策を明示
自己チェックなどを要求

耐久性などを追加（冷媒＋油噴霧など）
試験公差など詳細を追加規定

Table 2.2-6 Key points of revision for refrigerant charge limit of IEC 60335-2-40

充填量制限
ETRS（10kg/h 漏）

IEC6 版(2018 年)

IEC7 版 FDIS(2022 年)

A2L は冷媒回路ごと A3 は 1 台あたりの総量

全て回路ごとの規定

A2L 冷媒にほぼ限定

A3 冷媒にも適用

ETRS を新たに規定
ETRS 許容充填量m （A2L）

室内機の数×m (最大 m ×４)
2

3

2

その他
ETRS の CF（充填率=LFL に対する 比）地下最下層階

その他

地下最下層階0.25 以下

対策不要

対策不要

対策不要

対策不要

対策不要

0.25～0.5

対策２個

対策１個

対策不要

対策不要

対策不要

0.5～0.75

据付禁止

対策２個

対策１個＋警報

対策不要

対策１個

0.75 以上

据付禁止

対策２個

据付禁止

1.8m 以上 1.8m 未満でor 循環有循環無対策１個＋ 警報＋追加
警報
対策１個(2) IEC60335-2-89
IEC60335-2-89 は，業務用の冷凍機器および製氷機に関する安全規格で，2010 年版を改定して 2019 年
6 月に発行された Ed. 3.07)が最新版である．
Edition 3.0 への改定の大きなポイントは，それまで禁止されていた 150ｇを超える可燃性冷媒を封入する機器の要件が追加されたことである．冷媒回路内の冷媒を含む部品が，損傷から保護される要件や冷媒が漏えいした場合に冷媒が集中しないような構成や空気流の措置を講ずるなどの要件のもとに，可燃性冷媒の充填量を LFL の 13 倍，あるいは 1.2 kg のいずれか小さい値を上限として許容している．この改定により，例えば，典型的な A3 冷媒のプロパン R290 では，燃焼下限界濃度 LFL=0.038 kg/ m3 の 13
倍の約 500g まで使用できることとなった．
本規格についても，Edition 4.0 に向けて，各国からの改定提案のコメントに対する検討が継続して実施されており，2022 年 12 月に CDV の発行が予定されている．その後，FDIS が発行され，Edition 4.0 の
発行は 2023 年 8 月に予定されている．
次世代冷媒の安全性に関連して，日本からは下記の提案を提出している．
1) 可燃性冷媒の充填量の基準として「LFL の 13 倍，あるいは 1.2 kg のいずれか小さい値を上限とする」
10

という規定から，A2L 冷媒については，1.2 kg の制限を削除する提案．
A2L 冷媒は LFL が大きいので，結果として LFL の 13 倍ではなく 1.2kg の制限により，A2L 冷媒の充填量は LFL の 4 倍程度と低く抑えられている．しかし，A2 冷媒の燃焼性は低く，IEC60335-2-40
では，A2L 冷媒の LFL に対する倍数の上限は A2 および A3 冷媒より大きく設定されている．このことから，A2L 冷媒に対しては 1.2kg の上限値をなくして，A2，A3 冷媒に比べて許容充填量が低く制限されていることを修正する提案である．
2) A2L 冷媒に対して，高温表面温度の上限を規定する基準として，自己着火温度ではなく，高温表面
着火温度を基準とする提案．
A２L 冷媒は A2，A3 冷媒よりも着火しにくく，IEC 60335-2-40 で採用している表面着火温度の概念を導入して，これを基準に高温表面の上限温度を規定する提案である．
上記の 1)の提案では，本調査事業の WGⅡで実施している冷媒漏洩時の濃度分布計測で検証した解析
コードを用いて，漏えい解析を行った結果を提示し，IEC の委員会で説明を行い，日本の提案が認められている．次期の改定に採用される予定である．
上記 2)の提案は，WGⅡで実施している着火源の評価を踏まえて行ったものである．
2.2.3 冷凍空調全般の安全性に係る規制，規格
冷凍空調全般に関する国際規格としては，ISO 5149 “Refrigerating systems and heat pumps – Safety andenvironmental requirements”8)-11)がある．また，ASHRAE が発行する ASHRAE Standard 15 “Safety Standard
for Refrigeration Systems”12)も次世代冷媒の使用にあたっては大きな影響がある．
(1) ISO 5149
ISO 5149 は ISO/TC86/SC1 “Safety and environmental requirements for refrigerating systems” が担当しており，作業グループ WG1 “Safety and environmental requirements for refrigerating systems and heat pumps” で検討が行われている．
ISO 5149 は，冷凍空調システムの安全性を確保するための，機器およびシステムの設計，構造，設置，運用，廃棄に係る基準を定めている．現在のバージョンは，1993 年版を改定して 2014 年に発行されたもので，基本的な構成や内容は欧州標準化委員会（CEN）の規格 EN 378 を基に，世界各国からの提案
により修正されている．規格は 4 つのパート（ISO 5149-1, 2, 3, 4）に分かれており，その内容は下記のようになっている．
- part 1：Definitions, classification and selection criteria 定義，分類，選択基準 8)- part 2：Design, construction, testing, marking and documentation 設計，構造，試験，表示，文書 9)- part 3：Installation site 設置場所 10)- part 4：Operation, maintenance, repair and recovery 運転，保守，修理，回収 11)
ここで，次世代の冷媒を選定するうえで重要なポイントとなる冷媒充填量の制限については，ISO 5149
- part 1 の附属書 A に定められており，下記の手順で決定される．
(a) ３つの占有カテゴリーと４つの設置場所の種類でどの分類に当てはまるか定める．
(b) (a)の分類に当てはめて，冷媒の毒性等級による冷媒充填量の制限値を求める．
(c) (a)の分類に当てはめて，冷媒の燃焼性等級による冷媒充填量の制限値を求める．
(d) 毒性と可燃性による制限値の低い方の冷媒充填量制限が適用される．
上記の占有カテゴリー（Categories of occupancy）としては，下記の 3 種類の分類が定義されている．
一般占有：人々が眠ったり，動きが制限されていたり，不特定多数の人がいるような部屋や建物．
管理占有：施設の安全上の注意事項を把握している特定の人がいる部屋や建物．
権限者占有：権限があり，施設の安全上の特別な注意事項を把握している人がいる部屋や建物．
設置場所の種類としては，下記の 4 種類が定義されている．
ClassⅠ：冷凍システムや冷媒を含む機械装置が占有空間にある場合．
ClassⅡ：冷凍システムの圧縮機や圧力容器が，屋外や機械室にある場合．
ClassⅢ：冷媒を含むすべての部品や装置が，機械室あるいは屋外にある場合．
ClassⅣ：冷媒を含むすべての部品や装置が，換気されている筐体内にある場合

11

附属書 A には，上記の占有カテゴリーと場所の種類に応じて，毒性等級および燃焼性等級による冷媒充填量制限値の計算方法が示されている．それぞれの充填量制限は，IEC 60335-2-40 と同様に，燃焼下限界濃度 LFL（kg/m3）を用いた，式（2.2-1）～（2.2-6）の制限値 m1，m2，m3 により制約されている．
ただし，A2L 冷媒に対する m3 の式（2.2-6）の係数は，260 ではなく 195 としている．
次期改定に向けた検討も進行中である．Figure 2.2-1 は，ISO 5149 シリーズの改定を担当する作業部会（WG1：Safety and environmental requirements for refrigerating systems and heat pumps）が，２021 年 1 月に開催された分科委員会（SC1: Safety and environmental requirements for refrigerating systems）の大会で示した ISO 5149 シリーズ改定に向けた工程表である．

Figure 2.2-1 Estimated timeline for amending/revising the ISO 5149 series
これまでに発行されている Ammendment（修正票）の概要は下記のとおりである．
ISO 5149-1 Amendment 1 (2015.10)13): A2L, A2 および A3 冷媒に対する充填量制限に関する附属書 A.5 における，追加換気による濃度限界 QLAV および QLMV の定義の修正など．
14)
ISO 5149-1 Amendment 2 (2021.1) : 毒性に関する冷媒充填量制限の要求事項を定めた Table A.1 において，附属書 A.5 適用範囲の訂正および附属書 A.5 の適用条件の修正．また，冷媒指定の一覧表 Table B.1～B.3 への新規冷媒の追加など．
ISO 5149-2 Amendment 1 (2020.6)15): 部品や配管の要求項目の対応を示す Table 1 の修正，気密試験の要件修正，表示要件の修正，可燃性冷媒の配管接続に関する要件の修
正，超過圧力に対する保護要件の修正など．
ISO 5149-3 Amendment 1 (2021.3)16): 機械室および緊急の機械換気要件の修正など．
今後の改定として，ISO 5149-1, 2, 3 は 2024 年の改定版発行を予定している．ISO 5149-4 の改定版は2022 年発行予定となっており，2022 年 8 月に FDIS が発行され，9 月に承認されている．
ISO 5149 は，IEC 60335-2-40 や IEC 60335-2-89 のような個別の機器の安全規格と並列して存在しており，個別の規格がある場合はそれらが ISO5149 よりも優先して適用される．一方，個別の規格がない冷凍空調に関連する製品については ISO 5149 が適用される．そのため，ISO 5149 は IEC 規格と整合を採っていく必要があると考えられており，次期の改定においては，冷媒の充填量制限など，個別の機器に対する IEC 規格と整合性を確保する方向で検討が進められている．

12

(2) ASHRAE Standard 15
ASHRAE Standard 1512)は，冷凍システムの安全な設計，組み立て，設置，及び運用のための規格である．
冷媒充填量の制限は，冷凍システムの占有分類およびシステムの分類により定められている．占有分類は，冷凍システムが設置されている場所の分類として，Table2.2-7 のように定義されている．また，システム分類として，Table2.2-8 のように定義されている．これらの分類に対して，冷凍システムの全冷媒が漏れた場合の冷媒濃度の制限として，冷媒充填量が制限されている．

Table 2.2-7 Occupancy classification
分類

Institutional occupancy
施設占有
Public assembly occupancy
公共集会占有Residential occupancy
居住占有

内

容

障害者，衰弱，または閉じ込められているため，居住者が他者の支援なしですぐに離れることができない建物または建物の一部． 施設占有には特に，病院，養護施設，保護施設，
および鍵付きの部屋のあるスペースが含まれる．
多数の人々が集まる場所であり，居住者がそこから素早く出ていくことができない建物
またはその一部． 公共集会占有には特に，講堂，ボールルーム，教室，旅客待合所，レストラン，劇場が含まれる．
居住者に完全な独立した生活施設を提供する建物または建物の一部であり，居住，睡眠，
食事，調理，および衛生のための継続的な提供を含む． 居住占有には，特に寮，ホテル，
集合住宅，個人住宅が含まれる．
人々がビジネスをやり取りしたり，個人的なサービスを受けたり，食料やその他の商品をCommercial occupancy

購入したりする建物または建物の一部．商業占有には特に，オフィスおよび専門ビル，市商業占有

場（ただし，大規模商業占有ではない），および産業占有として適格ではない作業または保管エリアが含まれる．

Large mercantile occupancy
大規模商業占有
Industrial occupancy
産業占有

個人が商品を購入するために 100 人以上が地上より上または下の階に集まる建物または建物の一部．
許可された人によるアクセスが制御され，化学物質，食品，氷，肉，石油などの商品を製造，処理，または保管するために使用される，一般公開されていない建物または建物の一部．
同じ建物内に 2 以上の占有がある場合．各専有が建物の残りの部分から壁，床，天井，おMixed occupancy

よび自動閉鎖ドアによって隔離されている場合，各専有の要件は建物のその部分に適用

混合占有される．さまざまな占有がそれほど分離されていない場合，最も厳格な要件を持つ占有が適用される占有となる．

Table 2.2-8 Refrigerant system classification
分

類

内

容

High-Probability System

接続，シール，またはコンポーネントの故障による冷媒の漏れが占有スペースに入る

高確率システム

ように，基本設計またはコンポーネントの位置が設定されているシステム．例えば，（a）直接システム，または（b）冷媒が二次冷却液よりも高い圧力となる可能性がある間接開放スプレーシステム．

Low-Probability System

基本設計またはコンポーネントの位置が，接続，シール，またはコンポーネントの故

低確率システム

障による冷媒の漏れが占有スペースに入らないようなシステム．例えば，（a）間接閉鎖システム，または（b）二重間接システム，および（c）二次冷却液圧力が運転およびスタンバイのすべての条件で冷媒圧力よりも高い間接開放スプレーシステム．

最新の ASHRAE Standard 15 として，2022 年 10 月に 2019 年版の AHRAE Standard 15-2019 を改定した
2022 年版 12)が発行された．
2019 年版発行後も，継続的に改定の検討は行われてきており，以下の addenda5)が発行されてきた．2022 年版の ASHRAE Standard 15-2022 は，ASHRAE Standard 15-2019 とこれらのaddenda をまとめたものである．

13

・Addendum a, 2020/2/6
圧力容器保護装置の，新しい冷媒に対する容量係数の追加と，既存の冷媒に対する容量係数の見直し．
・Addendum b, 2020/2/6”listed”という用語の定義の変更と，”labeled”という用語の定義の追加．
・Addendum c, 2020/2/6
製品安全基準にリストされている機器について，A1 以外の冷媒量の制限を設けて，使用を許可
する変更．
・Addendum d, 2022/4/29
ASHRAE Standard 15.2 の発行に伴い，規格の適用範囲から家庭用のシステムを除外する．
・Addendum e, 2022/1/27
冷媒配管の設計，設置，場所，および試験に関連する要件の改定．建築基準法に沿って形式や用語を整えている．
・Addendum f, 2020/9/30
参考情報を記載する附属書を新たに設置し，規範的参照情報を本文に移動する．
・Addendum g, 2022/8/31
放出可能な冷媒充填量の考え方を導入するための修正．また，漏れた冷媒が分散する空間容積の説明や濃度限界の計算手順の見直し．
・Addendum i, 2020/7/31
アンモニア冷凍装置の規制を，ANSI / IIAR 2 によるものとするための修正．ASHRAE Standard 152016 の Addendum で ANSI / IIAR 2 へ切り替えたが，その後の Addendum でアンモニアへの参照
が誤って追加されたため，これを修正する．
・Addendum j, 2020/10/30
A1 または B1 に分類された冷媒を参照するときに，「可燃性」および「不燃性」という用語を冷媒クラスに置き換える．
・Addendum k, 2020/10/30
製品の安全性をリストする規格を明確にする．具体的には，UL 484, UL/CSA 60335-2-40．
・Addendum l, 2022/8/31
可燃性冷媒（A2L, A2,A3）を使用する業務用システムの要件を追加．
・Addendum m, 2022/6/30
A2L 冷媒を使用する人のための空調において，機械換気の使用に関する許容範囲の変更．
・Addendum n, 2022/5/31
ダクト内の流速の説明の明確化．
・Addendum o, 2022/4/29
冷媒を変更する場合の通知の明確化．
・Addendum p, 2022/8/31
A2L 冷媒を使用する人のための空調について，冷媒充填量制限の変更．
・Addendum q, 2022/5/31
A2L 冷媒を使用する機械室の機械換気要件の変更．
・Addendum r, 2022/5/31
機械室の定義の修正．
・Addendum s, 2022/8/31
A1 以外の冷媒について，漏えい時の冷媒検出および緩和要件の修正．
・Addendum u, 2022/8/31“approved, nationally recognized laboratory” の定義を，米国労働安全衛生局 (OSHA) の使用に合わせる修正．
・Addendum v, 2022/8/31
ろう付け接合とはんだ付け接合の定義の更新．
・Addendum w, 2022/8/31
冷媒安全グループの使用に関する説明の更新．
14

また，北米の住宅用製品の安全基準 UL/CSA 60335-2-40 第 3 版は，可燃性冷媒に対応するように変更されており，2019 年 12 月に発行された．これに対応する住宅用冷凍システムの安全な設計と設置のための規格として，新たに ASHRAE Standard 15.2 “Safety Standard for Refrigeration Systems in Residential
Applications” が 2022 年 4 月 29 日に発行されている．現時点で ASHRAE Standard 15.2 が規制の対象とする冷媒は，A1 および A2L 冷媒であり，その他の冷媒は ASHRAE Standard 15 でカバーされる．
2.2.4 国内の冷媒および機器の安全性に係る規制，規格(1) 高圧ガス保安法
高圧ガス保安法は，高圧ガスによる災害を防止することを目的としており，この法律に基づき冷凍空調に関連する省令として冷凍保安規則，容器保安規則，一般高圧ガス保安規則が定められている．特に冷凍空調システムへの次世代冷媒の適用に当たっては，冷凍保安規則との係りが大きい．
次世代冷媒では，地球温暖化防止の観点から GWP 値の低い冷媒が求められているが，GWP 値と燃焼性はトレードオフの関係にあるため，GWP 値の低い冷媒は燃焼性が高まる傾向にあり，安全性への対応が大きな課題である．冷凍保安規則では，冷媒ガスを可燃性ガス，毒性ガス，不活性ガスに分類し，その適用基準が定められている．2016 年に，GWP 値は低いが弱い燃焼性がある冷媒である R1234yf，
R1234ze，R32 が，新たに掲名により冷凍保安規則の不活性ガスに分類されるとともに，不活性ガスの一部として特定不活性ガスの分類を設けて，これら 3 種類のガスをさらに特定不活性ガスに掲名し，その適用基準を定める改正が行われた．
これにより，冷媒が漏えいしたときの保護措置を講ずることにより不活性ガスと同一の基準で，GWPの小さい特定不活性ガスを使用できることになった．その後，2017 年に，それまでガスの分類を掲名によって定義していたものを，それぞれのガスの爆発限界の値により可燃性ガスと不活性ガスに区分して分類する方式も併用する改正が行われた．但し，特定不活性ガスは，なお掲名によって定められているので，次世代冷媒が次々に検討，開発されている現状では冷凍保安規則の改正が追いつかず，新たな冷媒実用化への対応が難しくなっていた．また，燃焼性の基準についても，国際規格である ISO817 や
ASHRAE34 とは異なっており，次世代冷媒の取り扱いに関して，国際規格との整合性と国内法規のこれまでの考え方との継続性のバランスをどのように取っていくかも課題となっていた．
このような状況の中で，燃焼性の試験方法を含めて，燃焼性の基準，特に特定不活性ガスの基準に関する見直しの検討が，
平成 30 年度の経済産業省委託事業として高圧ガス保安協会において行われた 17)．
この結果を受けて，2021 年 4 月に冷凍保安規則の改正 18) が行われた．改正では，特定不活性ガスを判定する基準が定められている．改正前の冷凍保安規則の第 2 条に掲名されていたガス以外のガスについて，可燃性ガスと不活性ガス，特定不活性ガス等を判定する基準を，Figure 2.2-2 にフロー図で示す．
まず，爆発限界による可燃性ガスの判定基準Aを適用して，これを満たすものを可燃性ガスとする．
但し，判定基準Bを満たすものは可燃性ガスから除外する．次に，判定基準Bで可燃性ガスから除外されたガス，あるいは判定基準Aで可燃性ガスから除外されたガスのうち，判定基準Cを満たす，すなわ
ちフルオロカーボンであるガスについて，判定基準Dを適用する．判定基準Dに従い，火炎伝搬が確認されたガスは特定不活性ガスとなり，火炎伝搬が確認されないガスは不活性ガスとなる．なお，判定基準Cでフルオロカーボンではないガスは，可燃性ガス，特定不活性ガス，不活性ガスではないそれら
以外のガスとなる．
ここで，判定基準Aの燃焼性試験方法については，これまでのA法に代わって，EN 1839：2017 の測定方法に従って判定するように改定されている．また，判定基準Bのうちの数値基準は，ISO 817:2014の2L冷媒を判定する基準と整合させた基準となっている．従って，燃焼熱は，ISO 817:2014 6.1.3.7 に示される条件による理論計算により算定し，燃焼速度は，ISO 817:2014 6.1.3.1 に示される方法による． また，判定基準Dの火炎伝播は，ISO 817:2014 に示される方法を用いる．

15

Figure 2.2-2 改正による可燃性ガスと不活性ガス，特定不活性ガスの判定フロー(2) 日本産業規格（JIS）
冷凍空調機器の安全性に関しては，国際規格 IEC 60335 シリーズに対応した下記の JIS 規格がある．
これらは，IEC60335 の内容を基本とし，一部の条項で国内の状況を考慮して変更を加えたものとなっている．以下に，関連する JIS 規格を示す．対応する国際規格を [ ] 内に示す．
JIS C 9335-1:2014 家庭用及びこれに類する電気機器の安全性－第１部：通則 [IEC 60335-1:2010]
JIS C 9335-2-24:2017 家庭用及びこれに類する電気機器の安全性－第２－２４部：冷却用機器，アイ
スクリーム機器及び製氷機の個別要求事項 [IEC 60335-2-24:2010]
JIS C 9335-2-34:2019 家庭用及びこれに類する電気機器の安全性－第２－３４部：電動圧縮機の個別要求事項 [IEC 60335-2-34:2010]
JIS C 9335-2-40:2022 家庭用及びこれに類する電気機器の安全性－第２－４０部：エアコンディシ
ョナ及び除湿機の個別要求事項 [IEC 60335-2-40:2002]
JIS C 9335-2-89:2021 家庭用及びこれに類する電気機器の安全性－第２－８９部：業務用冷凍冷蔵
機器及び製氷機の個別要求事項 [IEC 60335-2-89:2019]現在，IEC 60335-1 Ed. 6.0:2020 に対応する JIS C 9335-1 の改正作業が行われており，2023 年 3 月の改正が予定されている．
JIS C 9335-2-40:2022 は，IEC 60335-2-40 Ed. 6.0:2018 に対応する改正が行われたものであり，3 月 22
日に公示された．ただし，対応国際規格 IEC 60335-2-40 の Ed. 7.0 が 2022 年 5 月に発行されたことから，その内容を反映するために，追補の準備が進められており，2023 年 1 月頃の公示を予定している．
3) JRA 規格
国内では，一般社団法人日本冷凍空調工業会において，冷凍空調関連製品や部品の業界規格として，
JRA（日本冷凍空調工業会標準規格）と JRA-GL（日本冷凍空調工業会ガイドライン）という二種類の規格 19) が定められている．燃焼性の冷媒を使用した機器の安全性に関するものとして，これまでに下記のような規格が発行されている．2021 年には，JRA 4078 と JRA GL-21 が発行された．
JRA 4070:2020 微燃性（A2L）冷媒を使用した業務用エアコンの冷媒漏えい時の安全機能要求事項
JRA 4072:2017 微燃性（A2L）冷媒を使用した低温機器の冷媒漏えい時の安全機能要求事項
JRA 4073:2020 微燃性（A2L）冷媒を使用した設備用エアコンの冷媒漏えい時の安全機能要求事項
JRA 4078:2021 可燃性冷媒を使用した内蔵型冷凍冷蔵機器の冷媒漏洩時の安全機能要求事項
JRA GL-15:2016 微燃性（A2L）冷媒を使用したチラーの冷媒漏えい時の安全確保のための施設ガイ
ドライン

16

JRA GL-16:2020 微燃性（A2L）冷媒を使用した業務用エアコンの冷媒漏えい時の安全確保のための施設ガイドライン
JRA GL-18:2017 微燃性（A2L）冷媒を使用した低温機器の冷媒漏えい時の安全確保のための施設ガ
イドライン
JRA GL-19:2020 微燃性（A2L）冷媒を使用した設備用エアコンの冷媒漏えい時の安全確保のための施設ガイドライン
JRA GL-20:2016 特定不活性ガスを使用した冷媒設備の冷媒ガスが漏えいしたときの燃焼を防止するための適切な措置
JRA GL-21:2021 可燃性冷媒を使用した内蔵型冷凍冷蔵機器の冷媒漏洩時の安全確保のための施設
ガイドライン
参考文献
1) ISO 817: 2014, Refrigerants – Designation and safety classification, ISO, (2014)2) ANSI/ASHRAE Standard 34-2022, Designation and safety classification of refrigerants, ASHRAE, (2022)
3) ISO 817: 2014/AMENDMENT 1:2017, Refrigerants – Designation and safety classification, ISO, (2017)4) ISO 817: 2014/AMENDMENT 2:2021, Refrigerants – Designation and safety classification, ISO, (2021)
5) ASHRAE, https://www.ashrae.org/technical-resources/standards-and-guidelines/standards-addenda
6) IEC 60335-2-40: 2022, Household and similar electrical appliances – Safety – Part 2-40: Particular requirements for electrical heatpumps, air-conditioners and dehumidifiers, IEC, (2022)
7) IEC 60335-2-89: 2019, Household and similar electrical appliances – Safety – Part 2-89: Particular requirements for commercial
refrigerating appliances and ice-makers with an incorporated or remote refrigerant unit or motor-compressor, IEC, (2019)8) ISO 5149-1: 2014, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements — Part 1: Definitions,classification and selection criteria, ISO, (2014)
9) ISO 5149-2: 2014, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements — Part 2: Design, construction,
testing, marking and documentation, ISO, (2014)10) ISO 5149-3: 2014, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements — Part 3: Installation site,
ISO, (2014)11) ISO 5149-4: 2014, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements — Part 4: Operation,
maintenance, repair and recovery, ISO, (2014)12) ANSI/ASHRAE Standard 15-2022, Safety Standard for Refrigeration Systems, ASHRAE, (2022)
13) ISO 5149-1: 2014/AMENDMENT 1: 2015, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements —Part 1: Definitions, classification and selection criteria, ISO, (2015)14) ISO 5149-1: 2014/AMENDMENT 2: 2021, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements —Part 1: Definitions, classification and selection criteria, ISO, (2021)
15) ISO 5149-2: 2014/AMENDMENT 1: 2020, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements —Part 2: Design, construction, testing, marking and documentation, ISO, (2020)16) ISO 5149-3: 2014/AMENDMENT 1: 2021, Refrigerating systems and heat pumps — Safety and environmental requirements —Part 3: Installation site, ISO, (2021)
17) 平成 30 年度経済産業省委託 高圧ガス保安対策事業 （１）高圧ガスの燃焼性試験方法等及び高圧ガスを利用した各種製品に関する法技術的課題の検討報告書：高圧ガス保安協会（2019.3）
18) 経済産業省, https://www.meti.go.jp/policy/safety_security/industrial_safety/oshirase/2021/04/20210423_kouatsu_1.html
19) 日本冷凍空調工業会，https://www.jraia.or.jp/jra/list.html

17

2.3 冷凍空調機器の性能評価に係る規制，規格
Figure 2.3-1 に冷凍空調機器性能の試験法，評価に係る規格を示す．かつては，定格点の性能で機器の性能が称呼されていたが，15 年くらい前から，期間性能による評価が導入され，その条件，試験法，評価法の規格化が進んできている．また，建築物の省エネルギーの観点から，建築物シミュレーションが求められ，その条件，方法，評価法に関する規格化も進んできている．

Figure 2.3-1 Standards related with testing and evaluation of performance
2.3.1 国際規格 ISO
冷凍空調機器の性能に関する国際規格を担当しているのは，ISO/TC86/SC6（Testing and rating of airconditioning and heat pump）であり，以下の規格を取り扱っている．
ISO 5151:2017 Non-ducted air conditioners and heat pumps – Testing and rating for performance1)
ISO 15042:2017 Multiple split-system air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and rating for
performance
ISO 16358-1:2013 air-cooled air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and calculating methods forseasonal performance factors – Part 1: Cooling seasonal performance factor2)
ISO 16358-2:2013 air-cooled air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and calculating methods forseasonal performance factors – Part 2: Heating seasonal performance factor3)
ISO 16358-3:2013 air-cooled air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and calculating methods forseasonal performance factors – Part 3: Annual performance factor4)(1) ISO5151
機器性能の試験法，定格条件を定めた規格である．Table
2.3-1 に定格の温度条件を示
す．機器の設計仕様により該当する気候帯の条件を選択す
る．試験法は室形熱量計試験法および空気エンタルピー法
試験法が規定されている．
室形熱量計試験法は，室内側及び室外側の能力を両方同時に測定する方法である．冷房時での室内側の能力は，蒸発器の冷却及び除湿の効果とTable 2.3-1 Capacity rating conditions
冷房
T1（温和な気候帯）

T2（低温気候帯）

T3（高温気候帯）

乾球温度DB

湿球温度WB

乾球温度DB

湿球温度WB

乾球温度DB

湿球温度WB

室内側

27

19

21

15

29

19

室外側

35

24

27

19

46

24

暖房
H1（標準）

H2（低温）

H3（極低温）乾球温度DB

湿球温度WB

乾球温度DB

湿球温度WB

乾球温度DB

湿球温度WB

室内側

20

15

20

15

20

15

室外側

7

6

2

1

-7

-8

18

室内側の加熱量及び加湿量とを平衡させて測定する．室外側の能力は，凝縮器で排除する熱量及び水分量と室外側の冷却量及び除湿量とを平衡させて測定する能力であり，室内側の冷房能力の確認試験として用いる．
空気エンタルピー試験法では，機器の吸込み及び吹出し空気の乾球温度及び湿球温度，並びに関連する風量を測定して，冷房能力及び暖房能力を決定する．
いずれも一定の平衡時間を要する定常試験であり，計測の方法，不確かさの許容範囲，能力の算定方法等に関して詳細な規定がある．
(2) ISO 16358
ISO16358 は空冷エアコンディショナ及び空気対空気ヒートポンプを対象として，期間エネルギー効率の試験及び計算法を規定しており 3 部構成となっている．第 1 部が冷房，第 2 部が暖房，第 3 部が年間のエネルギー効率である．
試験方法は ISO5151，15042 の規定に準拠する．期間エネルギー効率の計算は以下の手順に依っている．
a. Table 2.3-2 に示す温度・湿度条件にて，能力，消費電力の測定を行う．機器の区分は，固定能力，2段能力，多段能力，能力可変の４種となっている．能力，消費電力は，固定能力機器以外の機器にあっては，中間値（50％能力），最小値を測定または係数を用いた計算により求める．
b. 想定空調負荷を設定する．Table 2.3-3 に定義された空調負荷を示す．冷房の場合，外気温度 20℃で負荷ゼロ，外気温度 35℃で定格能力値を負荷 100%としている．暖房の場合は，外気温度 17℃で負荷ゼロ，外気温度 0℃で定格能力値（7℃）の 0.82 倍を負荷 100%としている．任意の外気温度における空調負荷は負荷ゼロと負荷 100%の間を線形変化するものとして求められる．
c. 室外温度に対する能力特性，消費電力特性を決定する．Figure 2.3-2 で示されるように，線形の変化として表される．暖房時の外気温度-7℃以上，5.5℃以下の領域は着霜による影響を加えている．
d. 室外温度の発生分布（室外温度と発生時間）を設定する．
e. 期間エネルギー効率 F（＝期間総負荷量 L／期間エネルギー消費量 C）を算定する．期間総負荷量
L，期間エネルギー消費量 C 共に外気温度出現頻度（時間）による総和として求めるが，期間エネル
ギー消費量 C は，断続運転の領域，着霜域，能力可変域の影響が加わることになり，これら計算のための係数等の提示がなされている．
年間エネルギー効率は，（冷房期間総合負荷＋暖房期間総合負荷）／（冷房期間消費電力量＋暖房期
間消費電力量）で求められる．
Table 2.3-2 Temperature and humidity conditions for testing

Table 2.3-3 Defined load

19

冷房固定能力機器

冷房能力可変機器

暖房固定能力機器

X：外気温度 Y1：能力または負荷暖房能力可変機器

Y2：消費電力

Y3：エネルギー効率

Figure 2.3-2 Capacity, power input and load for fixed and variable capacity units2), 3)
2.3.2 日本産業規格 JIS
冷凍空調機器の性能試験方法に関する JIS 規格としては，下記のものがある．
JIS B 8615-1:2013：エアコンディショナ－第１部：直吹き形エアコンディショナ及びヒートポンプ－定格性能及び運転性能試験法
JIS B 8615-2:2015：エアコンディショナ－第２部：ダクト接続形エアコンディショナ及び空気対空
気ヒートポンプ－定格性能及び運転性能試験方法
JIS B 8615-3:2015：エアコンディショナ－第３部：マルチ形エアコンディショナ及び空気対空気ヒートポンプ－定格性能及び運転性能試験方法
JIS C 9612:2013：ルームエアコンディショナ
JIS B 8616:2015：パッケージエアコンディショナ(1) JIS B 8615-1
本規格の対応国際規格である ISO5151 が 2010 年に改正され，これに準じ 2013 年に改正された．主な改正点は以下のとおりである．
− 先進技術（インバータエアコン等）への対応− 試験の簡略化及び要求事項の明確化 等
ISO5151 を基としているが，国情を考慮し，用語，温度条件，技術的内容等が変更されている．
適用範囲：
・住宅用，商業用，工業用の一体型及び分離型エアコンディショナ及びヒートポンプ
・定格能力 8kW 未満の空冷式直吹き形のもの（水冷式は含まない．またダクト接続型については，別途 ISO13253 を基とし JIS B 8615-2 が制定さ20れている．
）
規定の内容：
・冷房試験：試験の種類と条件（温度条件は前記 ISO5151 Table 2.3-1 と同様）・暖房試験：試験の種類と条件（温度条件は前記 ISO5151 Table 2.3-1 と同様）
・試験法，測定の不確かさ：室形熱量計試験法または空気エンタルピー試験法を用いる．
・表示方法（銘板，定格値）(2) JIS C 9612
本規格は 1964 年に制定され，その後 10 回の改正を経て，エネルギー効率の評価方法の見直し等に対応するため，2013 年に改正された．対応国際規格は現時点では制定されていない．
適用範囲：定格冷房能力が 10kW 以下のルームエアコン及び 28kW 以下のマルチ型ルームエアコン
規定の内容：
・運転性能：JIS B 8615-1 による．
・安全性能（温度，電気，材料，構造）・運転性能試験：JIS B 8615-1 による．
・安全性能試験・表示（製品，包装）
期間エネルギー消費効率算定法の規定：
・ISO 16358-1 の技術内容を基に規定している．
・能力試験の温度条件は，前記 ISO 5151 Table 2.3-1 と同様である．外気温度に対する能力，負荷の変化は直線近似で行う．ただし，冷房時の負荷が 0%となる外気温度は，ISO 5151 では 20℃であるのに対して，JIS C 9612 では 23℃となっている．なお，暖房時の負荷が 0%となる外気温度は同じである．
・エネルギー消費効率の算定法は，基本的に ISO 5151 と同様である．
・冷房時，暖房時の外気温度発生時間は東京での値を採用するのが望ましいとなっている．
(3) JIS B 8616
本規格は，1979 年に制定され，その後 4 回の改正を経て，実使用条件に合った規格への見直し，国際規格との整合，性能許容差の見直し等のため，2015 年に改正された．
適用範囲：定格冷房標準能力が 56kW 以下の空調機（車両用他特殊用途は除く）
規定の内容：
・運転性能
・安全性能（冷媒，電気，材料，構造）・試験 冷媒洩れ：JISB8620 運転性能：JISB8615-1,2,3 安全性能：本規格，JISC9335-2-40
・検査・表示，説明書
期間エネルギー消費効率算定法の規定：
・ISO16358 を基にしているとは明記していないが，基本的な算出方法は準拠している．
・測定温度条件は JISB8615 に準じていて，前記 ISO5151 Table 2.3-1 と同様である．
・冷房時の負荷が 0%となる外気温度は，上記ルームエアコンとは異なり，店舗用が 21℃，事務所用が 18℃となっている．
・冷房時，暖房時の外気温度発生時間は，東京を含めた全国 12 地域が提示されており，店舗用と事
務所用では外気温度ごとの発生時間が異なっている．
2.3.3 性能規格の課題と改定の動き
性能規格に係る内容としては，能力，消費電力の測定方法，及びこれを基にしたエネルギー効率の算定方法があるが，課題として以下の項目が挙げられ，議論されている 5), 6)．
a) 負荷基準値の設定：これにより，機種選定が変化し，効率算定に影響が出る．
b) 低負荷領域の性能評価：断続運転が生じ，これによる効率低下係数の設定が妥当かどうか．
c) 外気温度と使用時間の設定：実態との乖離があるのではないか．
d) 能力試験での不確かさの設定e) 非定常運転時の性能評価
21f) 負荷固定試験，ダイナミック試験の提案
g) インバータ制御の評価h) 測定データ＋シミュレーションでの期間効率評価法の規格化i) 快適性への影響評価
j) 規格の改定か，新規格作成か．
これらの課題の根本要因として，従来から空調機器の表示性能と実運転性能の乖離が大きな問題となっている．冷凍空調機器の性能に関する国際規格を担当している ISO/TC86/SC6 では，このような課題の解決を目指して，2021 年 1 月に開催された本会議（plenary meeting）において，新たなタスクグルー
プ TG 13（Next generation of performance standards）の設置を日本から提案し，承認された．その目的は，次世代の性能基準と建物シミュレーションへの方策の今後の方向性を提案することであり，以下のような点について検討することとしている．
1. 評価性能と実際の性能の乖離．
2. 建物側に性能を提供するための方策．
3. ISO 16358 を更新するか，新しい規格を作成するかどうか．
4. 性能を最大化しながら快適性を維持するための方策．
TG13 の会合は，第 1 回（2021.4.12）から第 9 回（2022.1.27）まで開催されて検討を進め，2022 年 2月 17 日の SC6 本会議において，以下の提案を行い承認された．
[A] WG1（Air-source air-conditioners and heat pumps）の下に，VRF の期間効率基準の確立を目指すアドホックグループ（AHG: Ad Hoc Group）を設置する．AHRI（The Air-Conditioning, Heating, andRefrigeration Institute）で開発された VRF 性能規格に必要な修正を加えて，ISO 規格とする．
[B] 建物シミュレーションに提供するデータ規格を開発するための，新たなワーキンググループを設置する．
[C] 期間効率と実際の運転性能の乖離を最小限に抑えるための試験条件など，新たな期間効率の評価方
法の議論を，引き続きタスクグループ TG13 で実施する．
[D] 測定方法を最新技術に更新するための，新たなワーキンググループを設置する．
[E] 上記のアドホックグループやワーキンググループ以外に，日本の早稲田大学や欧米の研究機関とのインフォーマルグループを結成し，負荷固定試験方法の議論を行っていく．
それぞれの項目の検討予定を Figure 2.3-3 に示す．

Figure 2.3-3 Schedule to review performance standard in ISO/TC86/SC622

上記[C]の内容に関しては，日本電機工業会や日本冷凍空調工業会でも検討を行っている．日本電機工業会では，機器性能の特性曲線について，特に低負荷領域での精度向上や Cd 値の見直しを検討している．日本冷凍空調工業会では，実機の運転状態に関する IoT データの分析を進めて，負荷分布の見直しを行い，性能試験条件や期間効率評価に生かす検討を進めている．日本としては，これらの成果を TG13の検討に反映することを目指している．
上 記 [E]の イン フ ォ ーマル グ ル ー プで は ， Purdue University, CSA (Canadian Standards Association),
Cadeo/IEA, BAM (Bundesanstalt für Materialforschung und-prüfung), AHRI (Air-conditioning, Heating, &Refrigeration Institute), 早稲田大学から，負荷固定試験に関する専門家が参加して，技術レベルや課題認
識の共有を行っていく．
本調査委員会においても，2021 年度に新たに機器性能評価手法に関する WG Ⅳが設置されて，早稲
田大学と東京大学に加えて，日本空調冷凍研究所，日本電機工業会，日本冷凍空調工業会が参加して，負荷固定試験を含む性能評価手法の検討を行っている．WG Ⅳの成果が，ISO での議論に反映されることが期待される．
2.3.4 建築物省エネ法 7)
地球環境保護，
Table 2.3-4 Estimated energy-related CO2 emissions in each sector
温暖化防止に向けて，温暖化ガス排出抑制には冷媒そのものの温暖化影
響だけでなく，冷凍空調システムのエネルギー消費による温暖化影響が大きく，むしろエ
ネルギー消費による温暖化ガス排出の影響の方が大きいという報告がなされている．
フロン類による
国内消費量の CO2 換算量は，71.52×106 t-CO2（2011～13 年の平均値）であるのに対して，Table 2.3-4 からわかるように 8)，エネルギー起源の CO2 換算排出量は，1,235×106 t-CO2（2013 年度）と 1 桁以上大きい．その中でも空調によるエネルギー消費が大きな部分を占める住宅・建築分野の排出量は 480×106 tCO2 となっている．
この住宅・建築物のエネルギー消費削減に向けて，「建築物のエネルギー消費性能の向上に関する法律」いわゆる建築物省エネ法が 2015 年 7 月に公布された．
建築物省エネ法では，建築物に設置される空調，換気，照明，給湯，昇降機などの一次エネルギー消費量の設計値が基準値より低くなるという，省エネルギー基準への適合が求められている 7)．基準値は機器の種類ごとに，用途ごとの稼働条件や運転特性も含めて考慮した値が定められている．省エネルギ
ー基準は，下記の式を満たせば基準適合と判断される．
BEI ≦ 1.0
(2.2-1)
ここで，
BEI（Building Energy Index）：= (設計一次エネルギー消費量－その他(OA 機器等))／(基準一次エネルギー消費量－その他(OA 機器等))
設計一次エネルギー消費量：空調+換気＋照明+給湯＋昇降機＋その他(OA 機器等)－太陽光の一次エネルギー消費量設計値の合計．
基準一次エネルギー消費量：空調+換気＋照明+給湯＋昇降機＋その他(OA 機器等)の一次エネ
ルギー消費量基準値で，建物の設備ごとに定められた値の合計．
23

2019 年 6 月に建築物省エネ法の規制を強化する改正が行われた．改正の概要を Figure 2.3-4 に示す 8)．
改正のポイントは，省エネ基準への適合義務の対象に，従来の大規模建築物（2000m2 以上）に加えて中規模建築物（300m2 以上）を追加したことである．また，300m2 未満の小規模建築物や住宅について，建築士から建築主に対して省エネ性能の説明が義務化され，省エネ基準に適合しない場合は，省エネ性能確保のための措置を説明することにより，建築主の努力義務を強化している．この適合義務対象拡大と説明義務化の施行は法律の公布後 2 年以内となっており，2021 年 4 月に施行された．

Figure 2.3-4 Revise of Act on Building Energy Conservation

この間，我が国は 2020 年 10 月に「2050 年カーボンニュートラル」を宣言しており，さらなる省
エネルギー化や脱炭素化に向けた取り組みが必要になってきている．このような状況を踏まえて，住宅・建築物について，さらに省エネ化を図るための議論の場として，国土交通省，経済産業省，環境省が連携して，「脱炭素社会に向けた住宅・建築物の省エネ対策等のあり方検討会」9) を 2021
年 4 月に設置し，2021 年 8 月には「脱炭素社会に向けた住宅・建築物における省エネ対策等のあり方・進め方に対するロードマップ」が示された．ロードマップには，省エネ基準値の引き上げや省エネ基準への適合義務化の拡大など，2030 年までの規制強化のスケジュールが示されている．この
ロードマップに基づき，2022 年 6 月に建築物省エネ法が改正され，全ての新築住宅・非住宅への省エネ基準適合義務化（2025 年度予定），住宅トップランナー制度の対象拡大，省エネ性能表示の推進，再エネ設備の導入促進等が今後行われる予定である 10)．
建築物の一次エネルギー消費量は，対象となる建物の種類によって違いはあるが，空調用の消費エネ
ルギーが半分程度を占めており，建築物の省エネ性能達成への空調機器エネルギー効率の影響が大きいと言える．次世代の冷媒を選定するうえでは，温暖化影響の低減，安全性の確保とともに機器のエネル
ギー効率とのバランスを考慮することが重要課題となる．

参考文献
1) ISO 5151: 2017, Non-ducted air conditioners and heat pumps – Testing and rating for performance, ISO, (2017)
2) ISO 16358-1: 2013, air-cooled air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and calculating methods for seasonal performancefactors – Part 1: Cooling seasonal performance factor, ISO, (2013)
3) ISO 16358-2: 2013, air-cooled air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and calculating methods for seasonal performancefactors – Part 2: Heating seasonal performance factor, ISO, (2013)244) ISO 16358-3 2013, air-cooled air conditioners and air-to-air heat pumps – Testing and calculating methods for seasonal performancefactors – Part 3: Annual performance factor, ISO, (2013)5) 平成 29 年度経済産業省委託「省エネルギー政策立案のための調査事業 （トップランナー制度の見直しに向けた調査等）https://www.meti.go.jp/meti_lib/report/H29FY/000505.pdf, (2018.2)
6) ヒートポンプシステムの性能評価ガイドライン，NEDO，(2017,1)
7) 建築物省エネ法の概要：国土交通省詳細説明会資料（2016.12）
8) 国土交通省: 建築物省エネ法の改正概要と今後のスケジュール等について（2019.7）
9) 国土交通省, https://www.mlit.go.jp/jutakukentiku/house/jutakukentiku_house_tk4_000188.html
10) 国土交通省, https://www.mlit.go.jp/report/press/content/001489058.pdf

25

2.4 研究開発成果の規格，標準等の改定への貢献
NEDO 委託事業で実施している研究開発の成果が，規格や標準の改定に貢献している状況，および今後貢献を予定している状況を，Table 2.4-1 に示す．
WGⅠの冷媒物性に関しては，ISO 17584 および REFPRO の改定に研究成果が反映されている．WGⅡの安全性・リスク評価に関しては，国際規格の IEC 60335-2-40 や IEC 60335-2-89 に成果が反映されており，国内の JIS 規格や JRA 規格にも反映されている．一方，WGⅠおよび WGⅣの性能評価技術は，今後，新たな国際規格の策定に貢献していくことが期待される．
Table 2.4-1 Contribution of NEDO project results to standard revisions
研究内容
次世代冷媒の物性計測
状態方程式

関連規格等
ISO 17584(冷媒物性)
Refprop

対象規格
ISO 17584
REFPROP 10

九州大学
伝熱データ計測
伝熱データベース

WGⅠ

規格・標準改定への貢献（実績）
貢献内容
R1233zd(E)、R1336mzz(Z)、R1234yfの登録
R245fa、R1234ze(Z)、R1243zf、R1123、R1224yd(Z)、R32/1234yf、R32/1234ze（E) の物性定義ファイルを提供

提案時期
2017-2022

発効時期
2022.8

2013-2018

2018

–

–

（伝熱データベース）–

新規冷媒および既存冷媒の沸騰伝熱および凝縮伝熱の実
験データを Web ブラウザを用いて世界中から検索・閲覧が可能になり，情報提供に貢献

IEC60335-2-89

–

–

–

–

次世代ISO期間性能規格（16358の後継規格)

–

–

–

–

（実運転性能データベース）

–

–

–

–

–

2022.5

解析モデル
シミュレータ開発
早稲田大学 （熱交、システム、LCCP）

性能評価設備（エミュレータ方式試験室）

東京大学

IEC60335-2-40

A3冷媒許容充填量緩和の妥当性を検証した

ISO 5149-1,2,3,4(冷凍空調システムの安全基準)
冷媒漏えいシミュレーション、IEC 60335-2-40(エアコンの安全基準)
濃度分布計測IEC 60335-2-89(冷凍装置の安全基準)
JIS C9335-2-40(IEC 60335-2-40の国内版)
JIS C9335-2-89(IEC 60335-2-89の国内版)
JRA規格

IEC60335-2-89

日冷工で行った解析により、A2L冷媒の充填量緩和を実現。

2019.122023

JRA4078
JRA GL-21

リーチインショーケースのA2、A3冷媒漏えい直後から、可燃域が形成される危険性を明らかにし、JIS C 9335-2-89での濃度基準を定めるのに貢献（IEC60335-2-89で規定されている5分間の測定免除をなくした）

2019-2020

2021

ディーゼル爆発の抑制

IEC60335-2-40

A3冷媒のディーゼル爆発に対する規定が必要ないとの結論を導くのに貢献した

2018

2018

ISO 817(冷媒の安全等級)

–

–

–

–

ISO 5149-1,2,3,4(冷凍空調システムの安全基準)
IEC 60335-2-40(エアコンの安全基準)
IEC 60335-2-89(冷凍装置の安全基準)
JIS C9335-2-40(IEC 60335-2-40の国内版)
JIS C9335-2-89(IEC 60335-2-89の国内版)
JRA規格

–

–

–

–

各種着火源の評価結果をリスクアセスメントに反映し、それに基づいた内蔵ショーケースの規格を策定した。

2019-2020

2021

–

–

–

–

高圧ガス保安法

当NEDO事業で高度化した燃焼限界評価法が、特定不活性ガスの判定方法に採用された。

2020

2021.4

–

–

–

–

–

–

–

–

HFO冷媒の自己分解反応

WGⅡ

公立諏訪東
着火源の評価
京理科大学

産総研
安全科学

実規模危害度評価

産総研
機能化学

微燃性冷媒の燃焼特性
ISO 817(冷媒の安全等級)(燃焼速度、燃焼限界、消炎 ANSI/ASHRAE Standsrd 34(冷媒の安全等級)
距離、混合則）高圧ガス保安法JRA 4078
JRA GL-21

東京大学

負荷固定試験方法

WGⅣ
早稲田大学

ISO 5151(エアコンの定格性能試験方法)
ISO 15042(マルチエアコンの定格性能試験方法)
ISO 16358-1,2,3(期間性能評価法)
JIS B8615-1,2,3(定格性能試験方法)
JIS C9612(ルームエアコンの期間性能評価法)
JIS B8616(パッケージエアコンの期間性能評価法)

26

Table 2.4-1 Contribution of NEDO project results to standard revisions (continued)
研究内容
次世代冷媒の物性計測
状態方程式

関連規格等
ISO 17584(冷媒物性)
Refprop

WGⅠ

2023 ?

–––

IEC60335-2-89

A2L冷媒について、1.2kgの制限を外し、LFLの13倍まで冷媒を充填できるようにするという、日本提案に貢献した。
（R454C等の幾つかのA2L冷媒の必要冷媒量を早稲田大学のシミュレータによって解析し、R290の約2倍の冷媒量があれば同等能力が確保できることを明らかにした。この結果が上記の日本提案に貢献した。）

2019.122023

次世代ISO期間性能規格（16358の後継規格)

ISO開発したシミュレーションをISO次期期間性能規格のベースとして、ディジタル規格化を目指す当該規格の根幹を形成し、また、必要な機能を追加して、測定の負担が少なく、高精度かつ利便性の高い規格の成立を目指す。

2023-20242026（実運転性能データベース）ISO

エミュレータ式負荷試験法が負荷試験の国際標準化に向けて認知されつつあり、これが主流になる。

未定

未定

IEC60335-2-40

噴流速度に着眼した世界に例のない取組みで、新しいファン風量の式を容易に実装可能な汎用技術としてEdition 7.0
以降の国際規格に提案する。

未定

未定

IEC60335-2-89

今後の改訂で提案される可能性があるR290最大冷媒量500gから1kgへの増量に対する安全性評価に繋げる。

未定

未定

–

–

–

–

–

–

–

（伝熱データベース）

IEC60335-2-89

東京大学

ISO 5149-1,2,3,4(冷凍空調システムの安全基準)
冷媒漏えいシミュレーション、IEC 60335-2-40(エアコンの安全基準)
濃度分布計測IEC 60335-2-89(冷凍装置の安全基準)
JIS C9335-2-40(IEC 60335-2-40の国内版)
JIS C9335-2-89(IEC 60335-2-89の国内版)
JRA規格

–

ディーゼル爆発の抑制

HFO冷媒の自己分解反応

WGⅡ

公立諏訪東
着火源の評価
京理科大学

産総研
安全科学
産総研
機能化学

ISO 817(冷媒の安全等級)

ISO 817

HFO冷媒の自己分解反応のリスク評価を進め、自己分解反応の安全性評価の重要性をISO817の改訂委員会に提案することに貢献する。またCF3Iのような物質の安定性につ2023-2024
いても議論する。すでに安定性指標の必要性について日本
から要点を説明し基本的な合意が得られており、具体的な規定内容の提案を求められている。

ISO 5149-1,2,3,4(冷凍空調システムの安全基準)
IEC 60335-2-40(エアコンの安全基準)
IEC 60335-2-89(冷凍装置の安全基準)
JIS C9335-2-40(IEC 60335-2-40の国内版)
JIS C9335-2-89(IEC 60335-2-89の国内版)
JRA規格

IEC60335-2-40
IEC60335-2-89

着火源から除外可能な電気部品の電圧電流条件や負荷条
件を整理、理論化する。また、高温表面温度の着火性に関して対流要件や放熱メカニズムを整理，理論化する。これにより、実装前の着火性予測にまで言及した国際規格を提案
する。

未定

未定

JRA規格

各種着火源の評価及び着火有無判定結果について、日冷工規格へ反映する

未定

未定

IEC60335-2-89

リーチインショーケースに対し扉開放後5分間の測定免除に対する危険性を今後の改訂に提案する。

未定

未定

ANSI/ASHRAE
Standsrd 34

半年に1度開催されるASHRAE SSPC34委員会等へ、代表的な混合冷媒の燃焼特性の基準となるデータの提供や、燃焼特性評価方法の見直しとして規格改定に係る提案を主導することにより、その審議に適切に対処していく。

2020

未定

JIS C 9612

実運転と同じように制御機能を生かしてエアコンの性能を測定する負荷試験法を実施した。また、動的な負荷試験法も検討する予定。それらを基に、電機工業会が主管するJIS C
9612改訂作業チームに、性能試験の改定案を提供する。

未定

未定

ISO

ISO/TC86/SC6のInformal group meetingで、NEDO成果を基に負荷固定試験方法に関する報告を行い、またこの方法の残課題の解決に向けて継続的に参画し、同方法の国際規格化を推進・支援している。今後、作業部会へ移行しての規格化作業が予定されており、これにも継続して参画して、規格の成立を図る。

2021.6～2026

実規模危害度評価
微燃性冷媒の燃焼特性
ISO 817(冷媒の安全等級)(燃焼速度、燃焼限界、消炎 ANSI/ASHRAE Standsrd 34(冷媒の安全等級)
距離、混合則）高圧ガス保安法

東京大学

負荷固定試験方法

WGⅣ
早稲田大学

発効時期
未定

2018-2023

解析モデル
シミュレータ開発
早稲田大学 （熱交、システム、LCCP）

性能評価設備（エミュレータ方式試験室）

提案時期
未定

ユーザアカウントの権限レベルの設定とその機能を追加し，伝熱データのダウンロードを可能にすることで，研究開発や設計に必要な情報入手に貢献

九州大学
伝熱データ計測
伝熱データベース

規格・標準改定への貢献（予定）
貢献内容
混合冷媒の登録（対象となる混合冷媒は未定）
R1336mzz(E)、R32/1123、R1123/1234yf、R1234yf/290
REFPROP 10.1
および R1123/290 の物性定義ファイルを提供
対象規格
ISO 17584

ISO 5151(エアコンの定格性能試験方法)
ISO 15042(マルチエアコンの定格性能試験方法)
ISO 16358-1,2,3(期間性能評価法)
JIS B8615-1,2,3(定格性能試験方法)
JIS C9612(ルームエアコンの期間性能評価法)
JIS B8616(パッケージエアコンの期間性能評価法)

27

2025

3. 海外の動向
3.1 欧州の動向(1) 全般・2019/12 に発表された「欧州グリーンディール」に基づき，2021/6 に「欧州気候法」が EU 理事会で採択された．EU がパリ協定下で公約した 2030 年までに CO2 排出量を 1990 年比 55％以上削減するという目標は，EU 域内で法的拘束力を持つものとなった．また，2050 年までに脱炭素化（カーボンニュートラル）を目指すとしている．
・F ガス規制は 2022 年に改正案が発表され，2023 年に発行の計画になっている．これに向け，2021
年に政策提案レポートの公開，ステークホルダーワークショップが開催され，予備調査レポートが提示された．改正案の発表後，パブリックコメントが実施され，DG-CLIMA（欧州気候行動総局）
はインパクトアセスメントを経て，発行に向けた調整を行う．
・欧州では冷媒は輸入が多く，違法貿易が問題になっている．機器も日米系のメーカーが主導とみられ，技術開発上の進展よりも規制措置が先行している面がある．
・欧州は諸国の集合体で国により規制基準が異なっている．このため，一括りで判断できない面が多い．
(2) F ガス規制
1) 経緯と今後の計画 1), 2), 3)
・最初の F ガス規制は 2006 年に始まり，ユーザー向けの表示義務や冷媒漏えい点検義務，機器廃棄時の冷媒回収義務等，主に冷媒放出の抑制からスタートした．2014 年の改正によって，HFC の段
階的削減，HFC を含む製品の上市禁止などが定められた．
・2020 年より２度目の改正に向け，新たに政策立案コンサルタントの採択，ステークホルダーワーク
ショップの開催，予備調査レポートの提示，意見書集約等が進められてきた．
・EU 委員会内の審議を経て，2020 年 4 月に改正案が発表され，来年度に発行の予定と見られている．
Table3.1-1 にこれらの経過と計画の状況を示す．
Table3.1-1 Progress and Schedule of F-gas Regulation
2006

Fガス規則発行 No 842/2006
ユーザ向けの表示義務や冷媒漏えい点検義務、機器廃棄時の冷媒回収義務など、主に冷媒放出を抑制

2014

Fガス規則改正発行 No 517/2014
・EU域内のHFC総量（生産・輸入）制限の計画
2009〜2012年の実績をもとに2015年の総量を決定。これを基準値として、2016年：93% 2018年：63% 2021年：45% 2024年：31% 2027年：24%

2015〜

2030年：21%

・HFCを含む製品の上市禁止
2017年：HFC冷媒が割当制度に勘定されていないプレチャージ機
2020年：GWP150以上の可動式エアコン
2020年：GWP2500以上の固定式冷凍冷蔵機器（-50℃以下の冷却は除く）
2022年：GWP150以上の密閉式業務用冷凍冷蔵庫
2024年：GWP750以上の冷媒を3kg未満含む単式スプリット空調機

2020

EU委員会はRicardo/Oko-Rechercheを政策立案コンサルタントとして採択
EU委員会が代替冷媒レポートを発行

2021

Fガス規則改正ステークホルダーワークショップを開催
Ricardo/Oko-Rechercheが予備調査レポートを提示（改正の項目、観点、冷媒転換シナリオ等）
業界団体等が意見書提出
Fit for 55政策パッケージの発表

2022

EU委員会規制審査委員会の審議
改正案の発表EU委員会、EU議会、EU理事会間の協議

2023

改正規則の発行？

28

2) 改正案の要点 4)
規制の見直しにあたって，提案された政策オプションの項目を Table3.1-2 に示す．
Table3.1-2 List of policy options for further assessment of impacts
A：欧州グリーンディールに合致した意欲の向上
A1 HFCの削減目標の引き上げ
A2 Fガスが不要になった製品や設備機器へのFガス使用禁止
B：モントリオール議定書との整合性の追求
B1 完全一致に向けて，2030年以降の新たな段階的削減ステップを追加
完全一致に向けて，モントリオール議定書に想定されていない幾つかの免除項目や
B2
閾値の削除
B3 完全一致に向けて，HFC生産を個別に段階的に縮小
B4 モントリオール議定書に基づく将来の決定事項に適合できる柔軟性の追加
C：導入と執行の改善
C1 低GWPである代替品の使用に関するスキルをもった技術者の認定
EU加盟国の税関・監視局を強化し，EUの「Single Window Environment for Customs」
C2の利用を促進するための詳細なルールづくり
C3 違法取引防止のため，経済事業者の義務を強化
C4 市場参加者を合法な参加者に限定すること
C5 より包括的なモニタリング

ある年に EU 市場に出すことができる HFC の最大量は，Table3.1-3 のように設定されている．
また，Table3.1-4 には冷凍空調関連の上市禁止となる対象製品及び機器と禁止日の一覧を示す．
Table3.1-3 The maximum amount of HFCs allowed to be placed on the Union market
許容市場投入量（CO2トン）

年

基準年比
(%)

2024 – 2026

41,701,077

23.6

2027 – 2029

17,688,360

10.02030 – 2032

9,132,097

5.2

2033 – 2035

8,445,713

4.82036 – 2038

6,782,265

3.82039 – 2041

6,136,732

3.5

2042 – 2044

5,491,1993.1

2045 – 2047

4,845,666

2.7

2048年以降

4,200,133

2.4

基準年：2015年 176,700,479 CO2トン

Table3.1-4 Placing on the market prohibitions
対象製品及び機器
1

GWP150以上のHFCを使用した家庭用冷蔵庫および冷凍庫

2

業務用冷蔵庫、業務用冷凍庫（自己完結型機器）禁止日
2015年1月1日

GWP2500以上のHFCsを含むもの

2020年1月1日

GWP150以上のHFCsを含むもの

2022年1月1日

GWP150以上の他のフッ素化温室効果ガスを含むもの

2024年1月1日

3

GWP150以上のフッ素化温室効果ガスを含む自己完結型の冷凍設備

2025年1月1日

4

GWP2500以上のHFCを含む、またはその機能に依存する定置型冷凍機（製品を- 50℃以下に冷却するよう設計された用途に使用される機器を除く）

2020年1月1日

5

GWP2500以上のフッ素化温室効果ガスを含む、またはその機能に依存する定置型冷凍機器
ただし、製品を -50 ℃以下に冷却する用途の機器は除く。

2024年1月1日

6

定格出力40kW以上の業務用マルチパック集中型冷凍システムで、GWP150以上のフッ素化温室効果ガスを含む、またはその機能に依存するもの。ただし、カスケードシステムの主冷媒回路では、GWP1500未満のフッ素化温室効果ガスが使用可能である

2022年1月1日

7

GWP150以上のHFCを含む、エンドユーザーが部屋間を移動可能なプラグイン式ルームエアコン（自己完結型機器）

2020年1月1日

8

GWP150以上のフッ素化温室効果ガスを含むプラグインルーム等の自己完結型空調機器およびヒートポンプ機器

2025年1月1日

定置式のスプリットエアコンおよびスプリットヒートポンプ機器

9(a)GWP750以上のフッ素化温室効果ガスを含む、またはその機能に依存する、フッ素化温室効果ガスを3kg未満含む単体
スプリットシステム

2025年1月1日(b)GWP150以上のフッ素系化温室効果ガスを含む、またはその機能に依存する定格容量12kW以下のスプリットシステム（安全基準を満たすために必要な場合を除く）

2027年1月1日(c)GWP750以上のフッ素化温室効果ガスを含む、またはその機能に依存する定格容量12kW超のスプリットシステム（安全基準に適合する必要がある場合を除く）

2027年1月1日

293) 改正案に対するパブリックコメント 5)
改正案に対するパブリックコメントが 2022 年 6 月に行われおり，155 団体，企業からの意見が寄せられ，公表されている．
下記の代表的な６業界団体の意見を調査，整理してみると，訴求点は総じて，以下の内容があげ
られる．
a) 全般
・従来の F ガス規制は，地球温暖化ガスの削減に寄与し，世界的に見ても評価できる．
・改正案における言葉の定義が曖昧である．例えば，「自己完結型」，「定格容量」，「安全基準」，「国家安全基準」，密閉容器」等
・根拠となるデータ，モデリングの詳細が非現実的で，不明確な点がある．
b) ヒートポンプの有効性
・化石燃料で稼働するボイラーからヒートポンプによる暖房への転換は地球温暖化ガス削減に多大な効果を及ぼす．
・ヒートポンプ技術は，再生可能エネルギーの使用を促進する大きな原動力となる．
・ヒートポンプの展開，加速は，エネルギー政策 REPowerEU に沿ったものである．
c) HFC の削減
・急激な削減計画になっており，これによるヒートポンプ普及への阻害等の悪影響が懸念される．
・2034 年まで現在の段階的削減の軌道を維持し，その後の改訂で軌道を再検討するのがいいのではないか．
d) 上市禁止規定
・2025 年から，GWP が 150 以上のフッ素化温室効果ガスを含むプラグインルームエアコンおよびその他の自己完結型 AC/HP を禁止することは，技術的に実行不可能である．A3 冷媒を使用する機器には安全上の制限が伴う．
・分割定置型 AC/HP (容量 12kW 以下) の GWP150 制限の政策オプションを考えると，R290
等の可燃性の高い冷媒を含め，冷媒の選択肢は非常に限られる．これを代替冷媒として使用することは現実的ではない．冷媒の GWP を下げようとすると，燃焼性や機器のエネルギー効率などが問題になる．
・可燃性の冷媒を使用するには，IEC，EN 規格との整合が必要であり，時間を有する．
・また，安全性，エネルギー効率，機器及び経済的実現可能性に関連する課題を抱えているた
め，上記の上市禁止は適切な方針ではなく，GWP 制限は不要である．
e) その他
・社会の持続可能性と包摂性を確保しながらカーボンニュートラルを達成するためには，脱炭素化とライフサイクル全体にわたる環境対応を推進することが重要であり，冷媒制限も同じ枠組みで検討されるべきである．
・サービス部品は，上市禁止の対象にすべきではない．
・冷媒の適正使用（冷媒漏洩の防止，冷媒の着実な回収・再利用の促進）を推進する政策は，冷媒の段階的削減を促進する上で望ましい．
＜調査団体＞EPEE : European Partnership for Energy and the Environment
EUROVENT : Europe’s Industry Association for Indoor Climate (HVAC), Process Cooling, and Food Cold
Chain Technologies
AREA : Air Conditioning and Refrigeration European Association
EHPA : European Heat Pump Association
ASERCOM : Association of European Refrigeration Component Manufacturers
JRAIA : 日本冷凍空調工業会

30

参考文献
1) 笠原：欧州 F ガス規制改正の動向，セミナー「冷凍・冷蔵・空調分野での取り巻く環境問題」，日本冷凍空調学会，（2022, 2）2) EUROPEAN COMMISSION : Evaluation and impact assessment for amending Regulation (EU) No 517/2014 on fluorinatedgreenhouse gases, Briefing paper for the stakeholder workshop: Preliminary findings, (2021, 6)
3) EUROPEAN COMMISSION : The availability of refrigerants for new split air conditioning systems that can replace fluorinatedgreenhouse gases or result in a lower climate impact, (2020,9)4) EUROPEAN COMMISSION-Press release : Green Deal: Phasing down fluorinated greenhouse gases and ozone depleting
substances, (2022, 4)5) EUROPEAN COMMISSION : Proposal for a REGULATION OF THE EUROPEAN PARLIAMENT AND OF THE COUNCIL
on fluorinated greenhouse gases, amending Directive (EU) 2019/1937 and repealing Regulation (EU) No 517/2014, (2022, 4)
6) EUROPEAN COMMISSION : Fluorinated greenhouse gases – review of EU rules (2022, 6)
https://ec.europa.eu/info/law/better-regulation/have-your-say/initiatives/12479-Review-of-EU-rules-on-fluorinated-greenhousegases

3.2 米国の動向(1) 全般・米国は政権交代によりパリ協定に正式復帰，キガリ改正受入表明をしたが，従来から州毎の取り組みが進んでいる．特に，カリフォルニア州が先進しており，25 州で温暖化対策の連盟を組んでいる．
・EPA（米国環境保護庁）は，AIM（American Innovation and Manufacturing Leadership）Act に沿って HFCの削減計画，実施にあたっての費用と利益の試算を行なっている．
・HFC の削減計画は，キガリ改正に沿ったものとなっている．
・次世代冷媒は冷媒メーカーのイニシアチブのもと，HFO 系混合冷媒を選択肢として，関連する規格との対応を含め，種々の提案がされているが，この１年を見ると，顕著な変化は見られない．
・燃焼性のある冷媒の評価が諸機関で実施中．ただし，国際規格だけでなく，国，地域のビルディング
コード，消防法による規制の制約を受ける場合がある．
(2) AIM（American Innovation and Manufacturing Leadership）Act 1), 2)
・HFC の削減を目的に 2020 年に超党派で成立した．EPA はこれに基づき，HFC の製造，輸入の割当，取引プログラム等の規定を発表し，2022 年 1 月以降施行されている．
・また，関連企業への開発支援，補助金などの制度を導入し，費用と利益面での検討を実施している．
・HFC Phase down を推進することによって，米国の冷媒，機器メーカーが世界の市場で技術的リーダ
シップを維持しながら，同時に以下のような新しい雇用創出，経済成長が期待できるとしている．
Passed by the U.S. Congress in December 2020 with bipartisan support, the goal is to initiate the− 33,000 の製造ジョブが創出
phasedown of the production and consumption of hydrofluorocarbons (HFCs) over the next 16 years.
− 製造業の生産高が 2027 年までに 388 億ドル増加− 機器，化学品の米国の貿易収支を 125 億ドル改善− 消費者は環境に優しい製品，効率的な機器への移行の恩恵を受ける．
・AHRI，産業界団体「The Alliance for Responsible Atmospheric Policy」等が支持している．
・HFC の削減は，2036 年に 85％減としており，
これはキガリ改正のスケジュールと同等である．

The AIM Act(3) U.S.Climate Alliance 3)・2017 年設立．25 州（着色部）が参加．温室効果ガス
排出削減−2005 年比 2025 年までに 26-28%削減の目標としている．（米国のパリ協定への提出数値）
これらの州で，人口の 55%，経済の 60%をカバー．
Figure 3.2-1 HFC Reduction in US
312冷凍空調機器の二酸化炭素（ CO2） と 同様に、 HFCは地球温暖化を促進する温室効果ガス（ GHG） と 位置付けら れ・「U.S. Climate
Alliance members in motion with SNAP rules」ており 、 モント リ オール議定書のキガリ 改正でHFCは規制対象と さ れた。 米国は議定書を批准し ていな
25 州の中で，EPAの SNAP（Significant
New Alternatives
Policy）規則を取り込み，HFC の規制を実
いが、 カ リ フ ォ ルニア州はモント
リ オール議定書を支持し、 独自の規制を行っている。 具体的には
2 0 2 0 年度省エネ
20 16 年に制定さ れた上院法案13 8 3 では、 HFCの排出は20 3 0 年までに20 13 年のレベルから 4 0 % 削減す施している州は，カリフォルニア，ニューヨーク，バーモント，ワシントンであるが，この他にるこ と が明記さ れている。
コネチカット，デラウエア，メリーランド，ニュージャージー各州もHFC 規制を表明していた．
・これにより，同じ機器が販売できる州とそうでない州が生じることになる．
今回導入さ れた規制によると 、 HFCの排出は20 3 0 年まで毎年CO2換算で約3 20 万ト ン削減し 、20 4 0 年までには合計で約6,20 0 万ト ン削減するも のと 推定さ れている。 カ ーボンの社会的コ スト を基にすると 、 産出さ れる便益の合計は20 4 0 年までに17億ド ル（ 約1,8 0 0 億円） から 72億ド ル（ 約7,6 0 0 億円） に達するも のと 見込まれる。

Fig．3．2-2 State initiative in US
CARBによる新たな規制は、 主に冷凍および空調システムに係わる冷媒のGW
Pの許容上限値を定めたも ので、 表１ の通り と なっ ている。 VRFシステムのよう に容量の大きな空調機に対し ては、 規制の施行が遅れるこ と になる。 こ のよう な大容量システムに適し た低GW P冷媒は微燃性であるこ と が多く 、 使
用するためにはその前にカ リ フ ォ ルニア州の建築基準を改正する必要がある。
さ ら に規制では、 20 23 年と 20 24 年においてカ リ フ ォ ルニアで新規装置に使用さ れるR4 10 Aの総量の
ミ ニマム10 % は再生冷媒と するこ と が求めら れている。 こ の要求事項はルームエアコ ンと 除湿機には適用さ れない。

2 0 2 0 年度省エネ
省エネルギーセ株式会社 富士通

H VAC& R JAPA
場は東京ビッ ク

こ の規制において重要な方針は決定さ れた。 詳細については今後決めら れるこ と になっ ている。 こ の規制の導入により 、 ニュ ーヨ ーク 州など環境問題に高い関心をも つ米国の23 州が、 CARBの規制と 同様
Figure3.2-2 State initiative in USのも のを急いで制定するも のと見込まれている。

(4) カリフォルニア州 CARB (California Air Resource Board)の HFC 規制 4)
GWP の上限は以下のとおり規定されている．
表： カ リ フ ォ ルニア州大気資源委員会（ CARB） による規制で定めら れたGW Pの許容上限値
Table3.2-1 HFC regulation in California Air Resource Board

2 0 2 0 年度 省エ
資源エネルギー
三菱電機株式会

自民党熱中症対長から 手交2 0 2 0 年度省エネ
資源エネルギー
三菱重工サーマ※1：最低蒸発温度による※2：冷凍システムに適用し、新規チラーには適用しない（ 準拠： CARBの規制条文）

注： *1最低蒸発温度による
また CARB
は，定置型空調機器のうち，2023 年 1 月 1 日以降に製造されるルームエアコンと除湿
海外短信ク ロー*2 こ の充てん量は新規の冷凍システムに適用さ れ、 新規チラ ーには適用さ れない機については，GWP が 750 以下である冷媒の使用を義務付けた．一方，その他の空調機器については，次世代の冷媒に微燃性があり，利用に当たっては建築基準法（Building Code）の改定が必要〔 出典：
JARN January 25, 20 21〕となる点を踏まえ，住宅用と商業用の空調機器については 2025
年年初から，VRF（ビル用マルチエアコン）については 2026 年年初から，それぞれ規制を開始する．2023，2024 年にカリフォルニ
過去の記事
アに持ち込まれる空調機器については，R410A
冷媒の 10％以上を回収し，利用することを義務付け
En erg y Co n se
■20 20 年11月号(No.6 73 )はこ ちら
た．また，CARB は，冷媒回収・リサイクル・再利用計画〔Refrigerant Recovery, Recycle, and Reuse■20 20 年 9 月号(No.6 72)はこ ちら(R4) Program〕を提案し，今後検討を進めるとしている．
■20 20 年 8 月号(No.6 71)はこ ちら■20 20 年 5 月号(No.6 6 9 )はこ ちら■20 20 年 3 月号(No.6 6 8 )はこ ちら■20 19 年11月号(No.6 6 6 )はこ ちら
海外短信
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32
工業会事務局、

参考文献
1) EPA Report : Protecting Our Climate by Reducing Use of HFCs, (2021)
2) EPA Report : Final Rule - Phasedown of Hydrofluorocarbons: Establishing the Allowance Allocation and Trading Program underthe AIM Act, (2021)
3) The Transition to Low GWP Solutions, Chemours 社資料
4) JRAIA 冷凍と空調, No.681, (2021, 3)

3.3 中国の動向(1) 全般・中国は世界最大の CO2 排出量国であり，2018 年度の世界の排出量合計約 335 億トンの約 28％を占めている．政府は 2015 年に，パリ協定の国別削減公約（NDC）を公表しており，2030 年に GDP あたり排出量で 60〜65％削減（2005 年比）等の自主行動目標と措置を策定している．さらに，2020 年国連総会では，2060 年までにカーボンニュートラルの実現を表明した．
・モントリオール議定書キガリ改正には，2021 年 6 月に受入を受諾した．途上国第 1 グループの削減スケ
ジュールに沿い，2024 年より段階的削減が実施される．
・特許出願からみた冷媒動向の調査を実施したが，この結果からは，中国機器メーカーに加え，学術機関（大学）からの出願が多いのが特徴である．冷媒別では，自然冷媒系が多く，近年では HFO 系が増加の傾向
である．
(2) 規制，規格の状況 1), 2), 3)(a) 規制関連
・2021 年 3 月に第 4 次 5 ヶ年計画が策定された．5 年間で GDP 当り排出量を 18％削減することを目標としている．
・フロン関係では，モントリオール議定書に準拠した形で，2010 年 6 月，オゾン層破壊物質管理規則が制定されている．2020 年 6 月には，これが改正され，オゾン層破壊物質及び HFC 管理規則に変更された．
・キガリ改正に準拠し，2022 年 1 月より HFC に生産，消費の規制が開始された．
(b) 規格関連
中国における冷媒に関する規格は，以下のようなものがある．
GB/T 9237-2017「空調機器・ヒートポンプ機―安全･環境要求」 (2018/7)-ISO5149-2014 に準拠-微燃性冷媒の使用基準を規定．
-可燃性冷媒の使用緩和が行われており，規定充填量以下であること，表示が求められる．
GB4706．32「家庭用及び類似用途の電気機器の安全―ヒートポンプ機・空調機・除湿器への特殊要求」 (2019)-IEC60335-2-40(第 5 版)に準拠
GB-T 7778-2017「冷媒番号，安全性分類」 (2017)-ISO817-2014 に準拠
GB21455-2019「ルームエアコンのエネルギー効率と最小許容値」 (2020)-通年エネルギー効率等によってグレード分けがなされる．

33

(3) 特許出願からみた冷媒動向調査(a) 出願人の状況

Figure3.3-1 Applicant ranking
Figure 3.3-1 に出願人 TOP30 の名称，件数を示す．全体の 85％が中国からの出願．日本：6％，米
国：3％となっている．中国勢では GREE（格力），MIDEA（美的）が圧倒し，HAIER，HISENSE が続
く．TOP30 の中には学術機関（中国の大学）が 8 つ見られ，一大勢力を形成している．
（約 13％）(b) 冷媒の種類の分析

出願に冷媒番号の記載のあるものについての分析を行った結果を Figure 3.3-2 に示す

その他
R1234yf

R1234ze

H
F
O
HFO
10.8%
H
C
HC

R717

R747
R744

12.6%

自然冷媒
⾃
然
冷
媒
54.4%

H
F
C
(R
32)
HFC(R32)
22.2%

R601
R290

R600a

全体

R600

Figure 3.3-2 Classification of patent-filed refrigerants
自然冷媒系（炭化水素，アンモニア，二酸化炭素）が半数以上．R32 も 22％存在するが，HC 系（炭化水素）が 13％，HFO 系は 11％に留まっている．HFO 系の出願は， R1234yf，R1234ze が多く，次
いで R1336mzz が見られた．HC 系の中では R290（プロパン）が最も多く 約 4 割を占めていた．混合系は 2019 年以降増加．R32 や R1234yf が主流．
(c) GWP 低減を目的とした出願
次世代冷媒対応として，明細書に GWP 関連の用語を含む出願を抽出し，出願人，件数，対象冷媒の分析を行った．Figure 3.3-4 に出願人と件数，Table 3.3-1 に冷媒種と件数推移を示す．
出願人別件数では GREE が最多．中国学術機関からの出願も目立つ．日本，欧米企業からの出願も多い．冷媒別の件数では，HFO 系が増加の傾向で，R1234yf，R1234ze に集中している．2019 年にはCF3I が注目される．また，キガリ改正の影響か，R32 は近年減少の傾向である．
34

ALIVE

DEAD

企業

学術機関

欧州

Figure 3.3-3 Applications for the purpose of reducing GWP (applicants and number of cases)

Table 3.3-1 Changes in the number of applications related to GWP
冷媒番号
R1 1 2 3

不確定範囲2010 2011 2012 2013 2014 2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021
2

2

2

R1 1 3 2 a

3

2

1

4

7

9

1

1

1

2

R1 2 2 4 yd
H FO系

H C系

R 1 2 3 3 zd

1

1

1

1

2

1

R1 2 3 4 yf

15

10

5

5

7

7

8

19

23

37

4

2

R 1 2 3 4 ze

13

5

9

5

4

9

8

12

17

27

5

1

R1 3 3 6 m zz

2

2

1

4

5

1

1

1

R1 3 I 1

1

1

2

1

1

3

11

2

R2 9 0

6

4

2

7

2

3

6

2

5

7

1

R6 0 0

1

1

3

2

4

2

4

2

7

7

1

1

2

2

3

1

4

2

7

6

1

R6 0 0 a
H FC
⾃然冷媒

2

1

R3 2

11

7

7

1

8

10

4

22

20

13

8

CO 2

8

8

7

12

11

11

5

20

14

19

9

NH3

1

4

4

1

1

2

1

2

5

5

3

参考文献
1) JETRO : 中国の気候変動対策と産業・企業の対応，(2021, 5)
2) JARN : 2018 年 2 月号
3) IGES : 中国 2060 年炭素中立宣言についての解説，(2020, 9)35

5

3.4 途上国の動向 1)
途上国では，モントリオール議定書実施のための基金による支援等を受けつつ，議定書の削減スケジュールに則った対策が進められている．これまでは，HCFC 段階的削減管理計画（HPMP:HCFC Phase-out
Management Plan）に基づき，HFC 等のオゾン層を破壊しない物質への転換が図られてきた．
近年では，キガリ改正を受け，HFC を対象とする活動も開始されている．
(1) マレーシア，インドネシア，タイ，フィリピンでは、2018 年から 2019 年にかけて，世界銀行と共にHFC 対応能力構築活動を実施している．内容は以下の項目が含まれる．
・HFC と HFC 混合物の輸出入の管理と監視のための既存法規制の見直し作業
・税関職員等の研修ワークショップ開催
・HFC ベースライン消費量の予測
・HFC 消費量に関する全国調査・各分野における低 GWP 代替技術調査・普及啓発活動と実施段階的削減に関する国家戦略オプションとして削減シナリオ作成(2) タイでは，世界銀行と共に商業用冷凍機器製造業者１社の HFC-134a から R-600a への転換に関して
投資プロジェクトを実施した。
(3) ベトナムでは、2017 年から 2019 年にかけて，UNIDO と共に上記と同様な HFC 対応能力構築活動を実施している．
・キガリ改正の早期批准に関する支援活動
・HFC と HFC 混合物の輸出入の管理と監視のための既存法規制の見直し作業
・これまでのデータ報告に HFC 消費量を加える準備
HFC 削減に関しては，現状調査、法整備の段階にあり，現地生産を担う欧米系，日系企業の活動によるところが大きい．また，モントリオール基金を活用した技術支援策が引き続き検討されている．

参考文献
1)

（株）エックス都市研究所，令和２年度経済産業省委託業務報告書，「途上国におけるオゾン層破壊物質等の転換プロジェク
ト推進等事業」報告書，（2021, 3）

36

4. 次世代冷媒候補の動向
4.1 HFC 代替冷媒の検討状況(1) HFC 消費量の削減計画，対策 1), 2)
Figure 4.1-1 に 2020 年度の HFC の消費量（国内出荷相当量）の実績を示す．計約 4,115 万 t-CO2 で，前年度の 4,854 万 t-CO2 より減少している．Figure 4.1-2 には，削減見通しとキガリ改正に基づく消費量
限度との対比を示す．
Other HFC

17%

HFC32
14%

HFC143a11%

HFC134a21%

HFC12542%

Figure 4.1-1 HFC consumption in 2020

Figure 4.1-2 Contrast with consumption limit basedon Kigali revision

政府としては，新冷媒の開発，導入を計画的に推進するため，下記のプロジェクトが進行中である．
○省エネ化・低温室効果を達成できる次世代冷媒・冷凍空調技術及び評価手法の開発事業（経済産業省）
グリーン冷媒への転換を進めるために必要な技術開発であり，温室効果は低いが燃焼性を有する冷媒のリスク評価，新冷媒の物性等の基本特性評価，安全性と省エネ性を両立する冷媒，機器技術の開発，技術の海外展開と国際規格への提案等が実施項目として挙げられている．
本報告書の調査事業もこの事業に含まれている．
（2022 年度予算額 2.9 億円（2021 年度予算額 6.5 億円）期間：2018～2022 年度（5 年間））
○脱フロン・低炭素社会の早期実現のための省エネ型自然冷媒機器導入加速化事業（環境省）
フロン類の代替技術として省エネ型自然冷媒機器の技術があるものの，イニシャルコストが高い等の課題を有する分野での導入支援を行う．省エネ性能の高い自然冷媒機器の導入を支援・加速化し，脱フロン化・低炭素化を進める．
（2022 年度予算額 73 億円（2021 年度予算額 73 億円）期間：2018～2022 年度（5 年間））
(2) 新冷媒の提案事例 3),4),5),6),7)
近年の以下の国際会議，国内会議における冷媒関連の発表論文で対象としている冷媒について調査を行った．
− 日冷工：環境と新冷媒国際シンポジウム（2021）− 日本冷凍空調学会 年次大会（2021,2022）− IIR（国際冷凍空調学会），日本冷凍空調学会 HFO2021 Conference（2021）− Purdue Conference（2022）
新たな冷媒が提案され，物性等の基本特性，サイクル性能の比較，安全性の評価等がなされている．
HFO 系の混合物を取り上げたテーマが多い．また，可燃性冷媒の燃焼性評価，リスクアセスメントが継続して多く，一方，システム性能の試験方法，評価方法に関する発表も目立ってきている．
Table 4.1-1 に単一冷媒，Table 4.1-2 に混合系の新冷媒をリストアップした．各 Table 中には，上記会議での発表論文で取り上げられた冷媒の回数を示している．

37

Table 4.1-1

Proposed alternative refrigerants (single)

名称

化学式

沸点（℃）

安全性

GWP

論文掲載
頻度

掲載件数
（参考）

R1123

CF2=CHF

-56.0

A2L

≒1

★★★

14

R1132aCF2=CH2

-86.7

A2

≒1

★★★

11

R1224yd(Z)CF3CF=CHCl

14.5

A1

≒1

★★

8

R1233zd(E)CF3CH=CHCl

18.1

A1

≒1

★★★★

18

R1234yf

CF3CF=CH2

-29.4

A2L

4

★★★★

19

R1234ze(E)CF3CH=CHF

-19.0

A2L

≒1

★★★★

16

R1336mzz(E)CF3CH=CHCF3

9.0

A1

7

★★

8

R1336mzz(Z)CF3CH=CHCF3

33.4

A1

2

★

3

R13I1

CF3I

-21.9

A1

≒1

★★

10

R32

CH2F2

-52.0

A2L

675

★★★★

17

R600

CH3CH2CH2CH3

0.0

A3

4

★

2

R600a

CH(CH2)2CH3

-11.7

A3

3

★

2

R290

CH3CH2CH3

-42.1

A3

3

★★★

12

R744

CO2

-78.5

A1

1

★★★

12

R717

NH3

-33.3

B2L

≒1

★

1

掲載頻度 ★5以下 ★★6-10 ★★★11-15

Table 4.1-2★★★16以上

Proposed alternative refrigerants (mixture)
組成

ASHRAE
No.

HFC
23

HFO
152a

227ea

1234yf1234ze

1130

1132a

1336mzz

二酸化
炭素

CF3 I

600a

744

13I1

290

沸点
（℃）

露点
（℃）

安全性

GWP

論文
掲載頻度

☆☆

掲載件数
（参考）

32

125

134a

R407H

32.5

15.0

52.5

-44.7

-37.6

A1

1,378

R407I

19.5

8.5

72.0

-39.8

-33.0

A1

1,337

R427C

25.0

25.0

40.0

-45.9

-39.4

A1

2,060

R448A

26.0

26.0

21.0

20.0

7.0

-45.9

-39.8

A1

1,387

R448B

21.0

21.0

31.0

20.0

7.0

-44.1

-37.4

A1

1,320

R449A

24.3

24.7

25.7

25.3

-46.0

-39.9

A1

1,397

R449C

20.0

20.0

29.0

31.0

-44.6

-38.1

A1

1,250

-23.4

-22.8

A1

604

☆

1

R450A

143a

HC
（炭化水素）

10.0

42.0

58.0

2
0
0

☆☆☆

4
0

☆☆☆

4
0

R452A

11.0

59.0

30.0

-47.0

-43.2

A1

2,140

☆

1

R452B

67.0

7.0

26.0

-51.0

-50.3

A2L

698

☆

1

R454A

35.0

65.0

-48.4

-41.6

A2L

238

☆☆☆

3

R454B

68.9

31.1

-50.9

-50.0

A2L

465

☆☆☆

3

R454C

21.5

78.5

-46.0

-37.8

A2L

146

☆☆☆☆

10

R455A

21.5

-51.6

-39.1

A2L

146

☆☆☆☆

8

R457A

18.0

12.0

70.0

-42.7

-35.5

A2L

139

0

R457B

35.0

10.0

55.0

-46.4

-40.4

A2L

249

0

R459B

21.0

-44.0

-36.1

A2L

145

0

R463A

36.0

-58.4

-46.9

A1

1,494

R465A

21.0

-51.8

-40.0

A2

143

☆

1

R466A

49.0

11.5

-51.7

-50.0

A1

733

☆☆☆☆

8

R467A

22.0

5.0

-40.5

-33.3

A2L

1,330

☆

1

R468A

21.5

75.0

3.5

-51.3

-39.0

A2L

146

☆☆

2

R468B

13.0

81.0

6.0

-52.4

-36.8

A2L

89

☆

1

R468C

42.0

52.0

6.0

-56.6

-46.2

A2L

284

☆☆

2

R469A

32.5

32.5

35.0

-78.5

-61.5

A1

1,360

☆☆

2

R470A

17.0

19.0

7.0

3.0

44.0

10.0

-62.7

-35.6

A1

277

☆

1

R470B

11.5

11.5

3.0

7.0

57.0

10.0

-61.7

-31.4

A1

749

☆

1

4.3

78.7

-16.9

-13.8

A1

140

0
0

75.5

69.0
30.0

14.0

3.0

10.0

14.0

6.0

71.1

7.9
39.5

72.4

0.6

R471A

17.0

R472A

12.0

19.0

69.0

-84.3

-61.5

A1

354

R472B

10.0

32.0

58.0

-82.9

-54.8

A1

526

60.0

-87.6

-83.0

A1

1,830

-28.8

-28.3

A1

615

R473A

10.0

10.0

20.0

0

0
☆☆☆

5

R475A

43.0

45.0

R513A

44.0

56.0

-29.2

ー

A1

630

☆☆☆

3

R513B

41.5

58.5

-29.2

ー

A1

594

☆☆

2

29.0

ー

B1

2

☆

1

-19.0

ー

A1

288

☆☆☆

3

-21.1

ー

A2L

142

☆☆☆

3

☆☆：2

☆☆☆：3-5

12.0

R514A

25.3

R515B
R516A

8.9
8.5

14.0

74.7

91.1
77.5
掲載頻度 ☆：1

38☆☆☆☆：6以上

0(3) 製品毎の代替冷媒候補の例
製品毎の代替冷媒候補の例について Table 4.1-3 に示す．ルームエアコン，小型の店舗・オフィス用エアコンでは従来の R410A から大半が R32 に転換されている．ルームエアコン，ショーケース等小型機に関しては，R290 のリスクアセスメントが進行中．ビル用マルチエアコンも R32 の適用検討がなされているが，充填冷媒量が多く，微燃性冷媒の安全性確保の課題解決に向け関係者による議論が進められている． 冷凍冷蔵ショーケース，コンデンシングユニットでは，まだ R404A，R410A が主流であるが，一部 R744（二酸化炭素）使用機器の導入が図られている．冷凍冷蔵倉庫用冷凍機は依然 R22 の使用が多く，代替冷媒としては，アンモニア系の普及が行われつつある．自動販売機，給湯ヒートポンプ，家庭用冷蔵庫では，既にフロン系冷媒以外への転換が行われている．乗用自動車のカーエアコンは R134aの代替として R1234yf への転換が計画されていて 2023 年目標に実施される計画であるが，バス，トラックでの安全性確保では課題があり，この解決のための期間が必要となっている．
Table 4.1-3 Examples of alternative refrigerants for each product

39

参考文献
1)「フロン類使用合理化計画」の取組状況等について，産業構造審議会フロン類等対策 WG 資料，(2022, 4)2) 新たな冷媒・機器開発の方向性について，産業構造審議会フロン類等対策 WG 資料，(2022, 4)3) 日本冷凍空調工業会 : 環境と新冷媒国際シンポジウム，(2021, 10)4) 日本冷凍空調学会年次大会，(2021, 9)5) 日本冷凍空調学会年次大会，(2022, 9)6) 国際冷凍学会，日本冷凍空調学会 : HFO2021，(2021, 6)
7) Purdue Conference，(2022, 7)

4.2 次世代冷媒を取り巻く課題
次世代冷媒の探索には，燃焼性のある物質の選択が不可避の状況にあり，これが最大の課題となっている．燃焼性のある冷媒を製品に適用した場合のリスク評価手法を確立し，事故発生評価，危害度評価を行うためのリスクアセスメントが実施されている．微燃性冷媒（A2L）に関して，日本冷凍空調学会「微燃性冷媒リスク評価研究会」にて取りまとめがなされ報告書が出されている．また，強燃性冷媒（A3）に関して，現在，日本冷凍空調工業会の WG でリスクアセスメントを実施中であり，報告がなされている．
また，日本冷凍空調学会に新冷媒評価委員会が設けられ，「新たに開発される冷媒ガスの加害性の区分の評価・確認を行う」ことを目的に以下の事項を実施している．
◯申請された冷媒ガスが冷凍保安規則の不活性ガスの条件を満足するかどうかの判定◯上記を満足した場合，充填可能な FC 容器についての判定
一方，冷凍空調機器の温暖化影響は，冷媒の排出によるもの（直接影響）とエネルギー消費によるもの（間接影響）の和となり，これをライフサイクルで評価したのが LCCP （Life Cycle Climate Performance）
である．一般にエネルギー消費による間接影響の方が大きい．冷媒の GWP の低減や廃棄時回収率向上，使用時漏洩の防止による排出抑制により直接影響は小さくなる．また，エネルギー効率 COP の向上に
より間接影響が小さくなる．LCCP 評価は，現在，業界団体等での検討が進行中である．
新冷媒適用のために，冷媒，機器に関わる規制，規格の動向把握は今後共必須であるが，また，フル
オロカーボン系物質規制（PFAS 等）の状況も注視していく必要がある

次世代冷媒に関する現状での課題として，以下の項目が上げられる．
a) 低 GWP 冷媒は，燃焼性，化学的安定性等での問題があるので，これを安全に使用していくための対応策（リスク評価及び関連規制，規格の改定提案，標準化等）
b) 新冷媒使用時の機器性能評価を行うための試験方法及び性能予測技術開発c) 冷媒の GWP 値と運転時エネルギー消費を含めた機器全体としての温暖化影響評価d) 製品群の特性に応じた冷媒選択と長期的な転換計画
冷媒はインフラ的な要素があるので，信頼性，施工性，メンテナンス性の確認が必要
e) 回収，再生，破壊処理に関しての対応 等々

40

次世代冷媒･冷凍空調技術の基本性能･最適化･評価手法および安全性･リスク評価

第４部 機器性能評価手法
WG IV ファイナルレポート

公益社団法人日本冷凍空調学会 次世代冷媒に関する調査委員会

2023 年 2 月 28 日

目次
はじめに ................................................................................. 3
第一部 早稲田大学の報告 .................................................................. 6
１.負荷試験装置の開発 .................................................................... 7
1.1 エミュレーター式負荷試験装置の開発の概要 ........................................... 7
1.2 空調負荷や機器性能の考え方 ......................................................... 7
1.3 現行の代表的な性能試験装置 ......................................................... 9
1.3.1 空気エンタルピー形試験装置 ......................................................91.3.2 バランス形試験装置 ..............................................................9
1.4 提案する動的性能試験装置 .......................................................... 10
1.4.1 評価装置の基本概念 .............................................................10
1.4.2 試験装置の構成 .................................................................11
1.4.3 試験装置の仕様 .................................................................12
1.4.4 エミュレーター .................................................................14２.試験装置の健全性評価 ..................................................................18
2.1 試験装置の健全性評価 ...............................................................18
2.1.1 静的健全性(圧縮機回転数固定試験) ...............................................18
2.1.2 動的健全性 .....................................................................19
2.2 性能評価装置の妥当性検証 ...........................................................22
３.次世代冷媒試験結果 ....................................................................26
3.1 実験の背景と目的 ...................................................................26
3.2 実験に用いた空調機と試験の概要 .....................................................26
3.2.1 実験に用いた空調機 .............................................................26
3.2.2 冷媒充填量の決定 ...............................................................27
3.2.3 試験条件 .......................................................................28
3.3 試験結果と考察 .................................................................... 28
3.3.1 試験結果 .......................................................................28
3.3.2 考察 ...........................................................................29
3.3.3 実験結果のまとめ ...............................................................32
４.動的試験結果 ......................................................................... 33
4.1 試験対象 .......................................................................... 33
4.2 試験条件 .......................................................................... 33
4.3 試験結果と考察 .................................................................... 34
参考文献 ................................................................................ 36
第ニ部 東京大学の報告 .................................................................. 38
1 はじめに ............................................................................. 39
参考文献 .............................................................................. 39
2.日本空調冷凍研究所の成果 .............................................................. 40
2.1 試験設備の概要 ................................................................... 40
2.2 負荷試験の目的 ................................................................... 41
2.3 試験方法 ......................................................................... 41
2.4 負荷試験による測定と課題抽出 ..................................................... 42
2.4.1 異なる平衡式室形熱量計による負荷試験 ...........................................422.4.2 同一試験設備を使用した負荷試験による運転特性比較 ..............................44
2.4.3 空気エンタルピー測定装置による負荷試験の可能性 ................................56
2.4.4 空気エンタルピー測定装置を用いた負荷試験の課題 ................................59
参考文献 .............................................................................. 60
3 東京大学の成果 ....................................................................... 61
3.1 環境試験室の概要 ................................................................. 611

3.2 JIS 試験の結果 ................................................................... 62
3.3 熱バランス式による圧縮機回転数非固定の試験 ....................................... 65
3.4 空気エンタルピー式環境試験室の改良 ............................................... 69
3.4.1 環境試験室の改良の概要 .........................................................69
3.4.2 環境試験室の制御 ...............................................................69
3.5 静的負荷試験法 ....................................................................70
3.5.1 試験条件 .......................................................................70
3.5.2 仮想室の熱容量の影響 ...........................................................71
3.5.3 風量設定の影響 .................................................................72
3.5.4 低負荷時の断続運転の計測 .......................................................73
3.5.5 低温暖房試験 ...................................................................73
3.5.6 静的負荷試験のまとめ ...........................................................74
3.6 動的負荷試験法 ....................................................................75
3.6.1 試験条件 .......................................................................75
3.6.2 冷房条件試験結果 ...............................................................76
3.6.3 暖房条件試験結果 ...............................................................79
3.6.4 動的負荷試験のまとめ ...........................................................80
3.7 結論 ............................................................................. 81
参考文献 .............................................................................. 81

2

はじめに
カーボンニュートラル実現に向けた世界的な要請の中で，科学技術はこの難題にどのように立ち向か
うべきなのか大きな課題を突き付けられている．我が国でも 2050 年までにカーボンニュートラルの実現を公約として掲げ，一気に動き始めているところである．
このような中で冷凍空調技術は，省エネルギーを実現する冷温熱制御技術として冷凍，空調，給湯，産業技術へと広く応用されてきた．その用途はさらに広がるばかりであり，引き続き経済をもけん引できる優れた技術である．
近年では，極端な気温上昇に対しても温度制御により熱中症を防いだり，湿度までをも制御したりすることによりウイルス等から人間への感染を防ぐ技術と認められつつある．低温化や優れた温度管理を実現することにより，コールドチェーンの中核技術として，安全安心な食の提供を可能としてきた．空気から飲料水すら生み出すことができる．このように冷凍空調技術は，地球温暖化防止技術として環境を守りながら，生命をも守る技術へと進化を遂げている．
一方で，冷媒によるオゾン層破壊，地球温暖化問題も抱えていることも事実である．もともとは，オゾン層破壊に端を発した冷媒問題であるが，近年では，冷媒によっては，二酸化炭素の数千倍もの温室効果を持つこともわかり，モントリオール議定書キガリ改正を受けて，大幅な削減を目指すこととなった．このため，低 GWP 冷媒を採用した機器の導入は必須となっている．このように低 GWP の上市を急ぐためには，メーカーが機器開発を進めるだけではなく，アカデミックや公的研究機関が中心となり，その評価を行うことが可能な基盤技術を構築し，その後押しをできる体系を構築することも必須である．
そこで，この WGⅣでは，早稲田大学グループと東京大学グループが集まり，機器の実運転性能を評
価可能な基盤技術を構築する．機器の実運転性能を評価する場合には，従来のように圧縮機の回転数を固定した性能試験では，次世代冷媒を採用した機器の性能をきちんと評価することはできない．とりわけ，非共沸の混合冷媒のような場合には，運転が急変すると冷媒の組成比が変化し，機器の性能も大きく変わることとなる．昨今エアコンでは建物の断熱化が進み，空調負荷も低減している中で，インバーターによる連続運転が困難となり，機器がオンオフを繰り返し，機器の運転が急変する中でも機器の大幅な性能向上が求められているような状況である．
一方で，機器の動的性能を評価しようとすると機器の制御系を含めた運転性能の評価が必要となるため，環境試験室の熱容量や負荷量に大きな影響を受けることとなる．しかし，試験室は一般的に同じものはほとんどなく，保有者によって大きさや設置機器等も大きく異なってしまうため，再現性ある動的挙動の把握は困難であった．
そこで，空調負荷や熱容量を仮想的に与える方式によって機器の性能を再現性ある形で評価可能な新たな手法を確立する．これによって，JIS や ISO の規格を改変し，より精度よく機器の実運転性能を評価可能な方式を確立する．
このようなシステムとしての実運転性能が評価される手法が確立されることによって次世代冷媒を採用しつつも実運転レベルで高性能な機器ができるだけ早く上市される支援が可能となることを期待する．
WG-Ⅳ主査 早稲田大学 齋藤 潔

3

WG IV の委員構成は，Table 1 に示すとおりである．
Table 1 WG IV members list
氏

名

所

属

主査

齋藤 潔

早稲田大学

委員

飛原 英治

大学改革支援・学位授与機構

陳

昱

東京大学

伊藤 誠

東京大学

鄭

宗秀

早稲田大学

谷

逹也

日本空調冷凍研究所

平田 亮太

日本空調冷凍研究所

室園 宏治

日本冷凍空調工業会

坂下 俊

日本冷凍空調工業会（パナソニック株式会社）

高藤 亮一

日本冷凍空調工業会（日立ｼﾞｮﾝｿﾝｺﾝﾄﾛｰﾙｽﾞ空調株式会社）

中川 英知

日本電機工業会（三菱電機株式会社）

村田 勝則

日本電機工業会（ダイキン工業株式会社）

片岡 修身

日本冷凍空調学会（ダイキン工業株式会社）

宮岡 洋一

早稲田大学

齊藤 静雄

東京大学

東

電力中央研究所

オブザーバ

事務局

朋寛

鶸田 晃

日本冷凍空調工業会（パナソニック株式会社）

平良 繁治

日本冷凍空調工業会（ダイキン工業株式会社）

山下 浩司

日本冷凍空調工業会（三菱電機株式会社）

佐藤 建彦

日本電機工業会

加瀬 知子

日本電機工業会

井上 順広

東京海洋大学藤垣 聡

新エネルギー･産業技術総合開発機構

森智和

新エネルギー･産業技術総合開発機構

高橋 辰彦

新エネルギー･産業技術総合開発機構

牛腸 誠

新エネルギー･産業技術総合開発機構

大石 拓摩

新エネルギー･産業技術総合開発機構

河野 恭二

日本冷凍空調学会

上村 茂弘

日本冷凍空調学会

西口 章

日本冷凍空調学会

4本報告書の執筆者は，Table 2 に示す通りである．
Table 2 Author list
執筆者
はじめに

齋藤

潔（早稲田大学）

1. 負荷試験装置の開発

齋藤

潔（早稲田大学）、ジャンネッティ ニコロ、宮岡 洋一

2. 試験装置の健全性評価

齋藤

潔（早稲田大学）、ジャンネッティ ニコロ、宮岡 洋一

3. 次世代冷媒試験結果

齋藤

潔（早稲田大学）、宮岡洋一

4. 動的試験結果

齋藤潔（早稲田大学）、宮岡洋一

1. はじめに飛原英治（大学改革支援・学位授与機構）

2. 日本空調冷凍研究所の成果

谷

第一部

第二部

3. 東京大学の成果

逹也（日本空調冷凍研究所）、平田亮太

伊藤誠（東京大学）、斎藤

静雄、

飛原

英治（大学改革支援・学位授与機構）

免責事項
本報告書に掲載されている情報の正確性については万全を期しているが，著者および当学会は利用者が本報告書の情報を用いて行う一切の行為について，何らの責任を負うものではありません．本報告書の利用に起因して利用者に生じた損害につき，著者および当学会としては責任を負いかねるので御了承ください．

5

第一部 早稲田大学の報告

6

１.負荷試験装置の開発
1.1 エミュレーター式負荷試験装置の開発の概要
エアコンディショナにおいては，熱交換器や圧縮機等のデバイスの性能向上が進むとともに，インバーターの導入など様々な技術革新が進み 1)2)3)4)5)，年間の性能が大幅に向上している．これにより，例えば JIS で規定された年間の性能を表す APF6)は，7.0 を超え，ほぼ限界の値に達しているとの見解もある
7)8)9)．一方で，その評価方法の問題点も明らかにされつつある．
エアコンディショナは搭載された制御系によって圧縮機の回転数や膨張弁開度などを時々刻々と運転状態に対して適切に変化させながら動的状態で運転されている．それにもかかわらず，JIS をはじめとした国際規格では，圧縮機の回転数を一定とすることにより，制御系の中核となる室内空気温度制御を除外した定常状態における数点の運転データから推定されている．これは，性能試験装置の大きさや制御性能によってエアコンディショナの性能が大きく影響を受けてしまうため，性能試験装置によらず再現性ある形で，かつ，短時間で効率的に機器の性能を把握することを優先しているためである．
このような定常状態での簡略化した年間性能は，実運転性能と大きな乖離があることが指摘され，実効ある省エネルギーや CO2 排出量削減を推進する上で，問題視されている．これは，単なる評価上の問題ではなく，実運転性能が正しく評価されないことによって，メーカーによる新たな機器開発意欲をそぎ，機器性能向上へのボトルネックにもなっている．このような状況こそが，カーボンニュートラル実
現に向けて冷凍空調分野が抱えている最大の課題の一つといえる．
このような課題をクリアーするためには，機器の動的性能を把握する必要があるが，動的性能は，異なる試験室においても同一の機器であれば，同一の動的性能が得られなければならない．このためには，動的性能に大きな影響を与える建物負荷や建物の熱容量等の建物側の試験条件を何らかの形で補償し，性能試験装置によらず，再現性ある形で与える必要がある．
当然，ハードウエアとしてこのような条件を同一とすることはほぼ不可能である．例えば，動的性能評価手法も提案されているが 10)，同一機器にも関わらず性能試験装置によって動的性能が変動してしまうことが問題とされている．
そこで，本研究では，定常をベースとした性能試験方法を一新し，建物の空調条件は，ソフトウエア
としてのエミュレーターによりバーチャルに計算することによって補償し，動的性能を再現性ある形で評価できる新たな性能試験法の確立を目指す．
ここでは，エミュレーターを搭載した画期的な性能試験装置を開発するとともにその健全性を評価する．このような試験法が実現できれば，従来の試験装置を有効活用しながらもエアコンディショナの製品規格としての性能から機器使用者が求める実際に機器を設置した際の実運転性能までを統一的に評価可能な試験装置となる．
すでにダクト型の試験装置で検討を進めてきたが 11)，本研究では，カロリーメーターをベースとした
試験室を用いて高精度に機器の動的性能を評価可能な性能試験装置を開発する．
ここでは，この試験装置のコンセプトや構成，さらには，その健全性や具体的に機器の動的運転性能を評価した結果を報告する．
1.2 空調負荷や機器性能の考え方
エアコンディショナの動的転性能を検討するために，建物内のエネルギーフローの基本的な考え方を整理し，必要なパラメータを定義する．Fig.1.2-1 には，建物内でのエネルギーのやり取りを図示する．
図中に示すように夏場を想定すると，建物には，外気や太陽から壁や窓を通じた伝熱や，換気が持ち込む外気によって熱が侵入する．また，人間により熱や蒸気等が発生する．これらを総合して「建物負荷」と呼ぶこととする．
また，図中の赤の破線で示すように建物内では，エアコンディショナからの供給空気の状態に影響されながら，建物負荷だけでなく室内の空気量や什器，壁等の建物側の熱容量により室内温度が変化する．
このように建物負荷や建物の温度の変化の状態を決める建物固有の条件を「建物側空調条件」と呼ぶこととする．
これに対して，エアコンディショナ側では，室内空気が吸込み空気として取り込まれるとともに冷却される．冷却された吹出空気は，供給空気として再び建物内に送られる．この際のエアコンディショナ
7

の冷却量を「空調負荷」と呼ぶこととする．このような青で囲まれたエアコンディショナの運転状態を決める条件を「機器側空調条件」とよぶこととする．
これに対して，エアコンディショナ側では，室内空気が吸込み空気として取り込まれるとともに冷却される．冷却された吹出空気は，供給空気として再び建物内に送られる．この際のエアコンディショナの冷却量を「空調負荷」と呼ぶこととする．このような青で囲まれたエアコンディショナの運転状態を決める条件を「機器側空調条件」とよぶこととする．

Return air

Air-conditioning capacity
QAC

Thermal mass

 Mc

Target room
air temp.

pdTRoomdt

Building load  QBL

W

TOA
Supply air
TOA

Room-side
air condition

Air conditioner-side
air condition

Fig. 1.2-1 Heat flow inside building during summer season

Fig.1.2-2 には，建物や空調負荷，室内温度の変化の様子の模式図を示している．

Fig. 1.2-2 Load & temp. change inside building

Fig. 1.2-3 Control method of air-conditioner

8このように動的状態では，静的な状態とは異なり，「建物負荷」と「空調負荷」は，異なるとともに，それらの差が建物内の熱容量に影響を受けながら室内空気の温度変化を生み出す．
また，動的性能評価とは，制御性能を評価することでもある．Fig.1.2-3 に示すようにエアコンディシ
ョナによる主要制御である室内空気温度制御は，機器だけではなく，建物をも含めたトータルとして制御が実施されており，「建物側空調条件」が制御性能に大きく影響する．このため，「建物側空調条件」
を何らかの形で補償し，同一にしなければ，同様の機器性能は得られない．
なお，説明をわかりやすくするためにここでは熱のやり取りについて主として説明をしたが，湿度す
なわち水分の物質バランスに対しても「建物側空調条件」，「エアコン側空調条件」が密接に相互影響するため，当然それらを考慮する必要があることを付記する．
1.3 現行の代表的な性能試験装置
エアコンディショナの現行の性能試験装置は，カロリーメーターとも呼ばれ，エアコンディショナの定常的な空調能力を測定するために開発されてきた．現行の性能試験装置を大別すると「空気エンタル
ピー形」と「バランス形」の性能試験装置に分類される．
これらは，圧縮機の回転数を固定した定常状態での試験を前提としていることに注意が必要である．これらの特徴，測定原理，さらには，これらを用いて動的運転性能を把握しようとすると生じる課題について述べる．
1.3.1 空気エンタルピー形試験装置
空気エンタルピー形試験装置を Fig.1.3-1 に示す．この装置は室内機を設置する室内機室と室外機を設置する室外機室からなる．また，両室には条件発生器が設置されており，室内が所定の温湿度となるよ
うに制御される．
本装置の特徴は，エアコンディショナの吹出空気の状態としての温湿度，風量を計測することによって直接エアコンディショナの空調負荷を計測することにある．ただし，風量の測定が容易ではないため，次に示すバランス形と比べると若干精度が低下するとされてきたが，近年では，ほぼ同様の精度が出せるようになっている．
この装置でエアコンディショナの動的性能を把握しようとすると，「建物側空調条件」を試験装置によらず同様に与えられる方法を導入しなければ，試験装置によって機器の性能が異なってしまう．

Fig. 1.3-1 Cyclometric test facility12)

Fig. 1.3-2 Balance type test facility12)

1.3.2 バランス形試験装置
バランス形試験装置を Fig. 1.3-2 に示す．この装置も室内機室と室外機室から成り立っており，両室とも条件発生器が設置され，室内温湿度が一定となるように制御されている．
本装置の特徴は，室内機室に設置された条件発生器での負荷量を測定可能としており，定常であれば，それがエアコンディショナの空調負荷と等しくなることから，空調負荷を間接的に測定することにある．
このようにエアコンディショナと建物負荷をバランスさせて間接的にエアコンの空調負荷を測定するという意味でバランス形と呼ばれている．また，両室の室外にも空間を設け，室内の空気温度と等し
い温度とすることによって，室壁を通じた熱の漏洩を防止している．
本装置でも室内空気の温湿度変化に影響を与える「建物側空調条件」を試験室が異なっても同様とす
る手立てを打たなければ，試験装置によってエアコンディショナの性能が異なってしまうことは空気エンタルピー形と同様である．
9

1.4 提案する動的性能試験装置
ここでは，以上のような従来の試験装置の課題も踏まえ，新たにエミュレーター式性能試験装置を開発する．
1.4.1 評価装置の基本概念
Fig.1.4-1 には，試験装置の基本的な概念を示している．また，この試験装置器で機器を動的に駆動する際の制御系を Fig. 1.4-2 に示している．すでに述べたように赤枠で示した「建物側空調条件」がエアコ
ンディショナの動的性能に，大きな影響を与えるため，たとえ，試験装置が異なってもこれらを同一にしなければ，試験装置が異なるごとに動的運転性能が異なる結果を生じてしまう．
しかし，動的な運転では，試験装置の壁や設置した計測用機材の熱容量，試験装置の大きさ等多くの影響因子があるため，ハード的にこの条件を同一とすることは不可能といってもよい．
そこで，「建物側空調条件」は，計算機で仮想的に導出することによって，試験装置による差を補償できる新たな試験方法を考案した．
当然，エアコンディショナの空調負荷や消費電力は直接測定する必要があるため，機器を試験装置に設置し，実際に測定を実施する．計算機において仮想的に「建物側空調条件」を計算するソフトウエア
をエミュレーターとよぶ．
「機器側空調条件」は，エミュレーターで計算された室内空気条件に基づいて条件発生器で，実際の室内空気として生成される．エアコンディショナで生成された吹出空気は，測定チャンバーで測定されるとともにデジタル信号としてエミュレーターへ送られる．
このように条件発生器や測定チャンバーは負荷の発生や能力を測定する機器と考えるのではなく，エミュレーターと性能評価装置の間を取り持つ D-A, A-D 変換器としての役割を担う機器と考えると非常に理解しやすくなる．
この方式の最大の特徴は，試験装置側では，空気エンタルピー形を採用した試験装置であれば，そのまま用いることができる．バランス形を用いた試験装置であれば，測定チャンバーを導入することによってそのまま用いることができることにある．また，エミュレーターの数理モデルを変えることにより静特性はもちろんのこと多様な条件での動特性まで評価が可能となる．
以上のように提案方式は，従来の試験装置もそのまま活用できるだけではなく，例えばエミュレータ
ーを統一化することで製品開発側の規格における試験装置として容易に対応することができる．また，実建物を想定したエミュレーターを作成することによって，実運転を想定した性能も測定することもできる．これにより，世界中の建物や気象条件を与えることによって他国におけるエアコンディショナの
実運転性能を分析することも可能となる．
このように製品開発側の規格から，ユーザー側が必要とする実運転を想定した動的性能まで同様の試験装置で評価することができる．まさに統一された試験装置ともいえるであろう．

10

Fig. 1.4-1 Concept of test method of air-conditioner
HardwareSoft ware Object (Building)Air-conditioner

Building load

Tsh,setTroom,setController
Controller

Tsh

a
n

A-D converter

Tsa

Measurement
xsa
chamber

Refrigeration cycle

Thermal Mc dTRoom p dtcapacity
Internal
heat

Troom

Building(Emulator)

Condition
generator
D-A converter

Fig. 1.4-2 Control system of air-conditioner considering dynamic soundness

1.4.2 試験装置の構成
評価装置全体は Fig.1.4-3 のように構成されている．ハードウエアとしては，試験装置と計算機から構成されている．計算機には，建物空気条件を計算するソフトウエアとしてのエミュレーターがインストールされている．
すでに述べたように，条件発生器では，ルームエミュレーターで計算された室内空気状態となるように実際の室内空気の状態が生成される．エアコンディショナで生成された吹出空気は，測定チャンバー
で計測されるとともにデジタル信号としてエミュレーターへ送られる．

11

Fig. 1.4-3 Hybrid dynamic test facility
1.4.3 試験装置の仕様
Table 1.4-1 に試験装置の仕様を示す．外観図を Fig. 1.4-4 に，室内機の測定チャンバーを Fig. 1.4-5 に示す．室内機室の空気フロー図を Fig. 1.4-6 に，室外機室の空気フロー図を Fig. 1.4-7 にそれぞれ示す．
Table 1.4-1 Specifications of the hybrid dynamic test facility
Measurable capacity range
Up to 5 HP (14 kW)
Settable outdoor temperature-7–46 ℃
range
Explosion-proof
Included
0.2 ± 0.1 m/s
Cross wind speed(JIS testing of showcases)Size
7 m (D) × 8 m (W) × 3 m (H)

本装置の特徴として，次世代の低 GWP 冷媒の候補である可燃性冷媒にも対応するため防爆構造としている．また，本装置は冷蔵ショーケースの試験も可能とするため JIS B 8631-2: 2011 に規定された試験基準に則り，横風 0.2ｍ±0.1ｍの条件を作り出すことが可能である．
Fig. 1.4-6 に示すように室内機室の吹出空気は測定チャンバーを通して，温湿度測定装置と風量測定装置へ送られる．温湿度測定装置を通過した空気はそのまま風量測定装置へと送られる．風量測定装置は天井上設置され，吸引ファンにより，ダクトで発生する圧力損失を打ち消すように空気を吸引する．風
量測定は合計 4 つのノズルを風量により組み合わせて行う．これらで測定された吹出空気の状態は，エミュレーターへも送られる．風量測定装置を通過した空気は天井より室内機室へと吹き出され，条件発
生器へと吸い込まれる．ここで，エミュレーターの信号による指示を受け，所定の温湿度の室内空気が生成される．この空気は，天井のダクトを通り，壁面からパンチングメタルを通じて横方向に均等に吹かれる．
Fig. 1.4-7 に示すように，本装置では，室外機室にも通常はあまり設置されていない測定チャンバーが設置されている．室外機からの吹出空気はこの測定チャンバーへ送られる．ここには，温湿度の測定が行える温湿度測定装置が設置されている．また，風量測定装置が測定チャンバーに接続されており，定置式複合ピトー管によって風量の測定を行っている．その後，エミュレーターの信号を受けて，条件発生器で所定の温湿度とされたのちに再び室外機に送られる．

12

Fig. 1.4-4 Overall appearance of test facility

Fig. 1.4-5 Appearance of measurement chamber

13

Fig. 1.4-6 Air flow diagram of indoor unit room

Fig. 1.4-7 Air flow diagram of outdoor unit room

1.4.4 エミュレーター
1.4.4.1 スタンダードエミュレーター
Fig. 1.4-8 と Fig. 1.4-9 に示すように建物側空気条件を決定する建物負荷や熱容量等の条件を任意に設定できるソフトウエアとしてのエミュレーターを開発した．ここでは，一例として，規格等に用いるシ
ンプルなスタンダードエミュレーターと実建物を想定したルームエミュレーターを例示する．
スタンダードエミュレーターでは，式 1.4-1 と式 1.4-2 に示すように，単容量系の連続，エネルギー方
程式からなる非常にシンプルなものとしている．
14

Fig. 1.4-8 Mathematical model for room

Fig. 1.4-9 Mathematical model for room wall𝑚̇𝑜𝑢𝑡 = 𝑚̇𝑂𝐴 + 𝑚̇ℎ𝑢𝑚𝑎𝑛
𝑑𝑥𝑅𝑜𝑜𝑚= 𝑚̇ℎ𝑢𝑚𝑎𝑛𝑑𝑡(1.4-2)𝑑𝑇𝑅𝑜𝑜𝑚= 𝑄̇𝐵𝐿 − 𝑄̇𝐴𝐶
𝑑𝑡

(1.4-3)

𝑀𝑅𝑜𝑜𝑚
𝑀𝐻𝑜𝑢𝑠𝑒 𝑐𝑝,𝑎(1.4-1)(1.4-4)𝑄̇ 𝐵𝐿 = 𝑓(𝑇𝑒𝑥 )式 1.4-2 の𝑀𝑅𝑜𝑜𝑚 は室内空気の質量であり，𝑀𝐻𝑜𝑢𝑠𝑒 は室内空気と家具などを合わせた質量である．𝑀𝐻𝑜𝑢𝑠𝑒を考慮した建物の熱容量は室内空気の熱容量の 10 倍ほどが経験値とされている．
1.4.4.2 ルームエミュレーター
ルームエミュレーターの数理モデルは，室内空気の連続の式，エネルギー方程式，壁の伝熱式からなる．
まず室内空気の連続の式を式 1.4-5,式 1.4-6,式 1.4-7 に示す。
𝑚̇𝑜𝑢𝑡 = 𝑚̇𝑂𝐴 + 𝐿̇𝑖𝑛

𝑀𝑍𝑁

𝑑𝑥𝑍𝑁
𝑑𝑡

= ∑𝑘 𝑗𝑤,𝑘 𝐴𝑘 (𝑥𝑊𝑆,𝑘 − 𝑥𝑍𝑁 ) − 𝑚̇𝑜𝑢𝑡 𝑥𝑍𝑁 + 𝑚̇𝑂𝐴 𝑥𝑂𝐴 + 𝑚̇𝑆𝐴 (𝑥𝑆𝐴 − 𝑥𝑍𝑁 ) + 𝐿̇𝑖𝑛

𝑀𝑍𝑁 = 𝜌𝑤,𝑍𝑁 𝑉𝑍𝑁 + 𝑀𝐹𝑁

15(1.4-5)(1.4-6)(1.4-7)

式 1.4-5 は Fig. 1.4-13 で示したコントロールボリュームの境界を跨ぐ空気の流入出が等しい質量バランス式である．
式 1.4-6 は空気中に含まれる水分の質量バランス式であり，Fig. 1.4-13 の境界を跨いで流入出する水分は以下の 4 つの成分となる．
i) 壁から伝わる水分(右辺第 1 項)ii) 換気により系外から流入出する水分(右辺第 2, 3 項)iii) 冷凍機や空調機等の機械によって系を跨ぎ流入，流出する水分(右辺第 4 項)iv) 人体の発汗や加湿器等の系内で発生する空気に溶け込む水分(右辺第 5 項)
また，室内空気の循環などにより系外から流入出する水分がある場合には，式 1.4-6 に追加される．
式 1.4-7 は室内の水分容量としての質量を示しており，室内空気の水分量と壁及び家具等の水分容量の合計が室内の水分容量である．𝑀𝐹𝑁 は慣用値として室内の容積あたりで 16.7kgm-3 程度を設定するとの報告がある 13)．
次に室内空気のエネルギー方程式を示す．
𝑑𝑇

𝐶𝑍𝑁 𝑑𝑡𝑍𝑁 = ∑𝑘 𝛼𝑎,𝑘 𝐴𝑘 (𝑇𝑊𝑆,𝑘 − 𝑇𝑍𝑁 ) − 𝑐𝑃,𝑎 𝑚̇𝑜𝑢𝑡 𝑇𝑍𝑁 + 𝑐𝑃,𝑎 𝑚̇𝑂𝐴 𝑇𝑂𝐴 + 𝑐𝑃,𝑎 𝑚̇𝑆𝐴 (𝑇𝑆𝐴 − 𝑇𝑍𝑁 ) + 𝑄̇𝑖𝑛
𝐶𝑍𝑁 = 𝑐𝑃,𝑍𝑁 𝜌𝑎,𝑍𝑁 𝑉𝑍𝑁 + 𝐶𝐹𝑁(1.4-8)(1.4-9)室内空気のエネルギー方程式 1.4-8 では，Fig. 1.4-13 のような実建物を想定して次のような物理現象が計算される．
i) 壁面温度と室内温度の温度差による壁からの熱伝達(右辺第 1 項), 放射成分に関しては，日射ととも式 1.4-14,式 1.4-15 のように，壁表面への入射を形成し，壁温上昇をもたらした後に室内の空気温度に影響を与える．
ii) 換気により系外から流入出する流動エネルギー(右辺第 2, 3 項)iii) 冷凍機や空調機等の機械によって系を跨ぎ流入，流出する水分(右辺第 4 項)iv) 人体発熱や照明，機器の発熱などの内部発熱としての顕熱・潜熱(右辺第 5 項)
また，式 4.1.1-9 は空気や什器等の集中定数とした熱容量を表している．𝐶𝐹𝑁 は，事務所に関しては，
慣用値として室の容積あたりで 15.2kJK-1m-3 程度であるとの報告がある．14)
室内空気の循環により系外から流入出する流動エネルギーがある場合には，式 1.4-8 に追加される．
多層壁における伝熱の式は以下となる．
1 ≤ 𝑖 ≤ 𝑛 − 1のとき
1 𝑑𝑇

𝑇

𝐶𝐶𝑉,𝑖 𝐴 𝑑𝑡𝑖 = 𝜆𝑖−1 𝑖−1
𝑑

−𝑇𝑖

𝑖−1

𝑇

+ 𝜆𝑖 𝑖+1𝑑(1.4-10)−𝑇𝑖

𝑖

𝑖 = 0のとき
𝑑

𝑑𝑇

𝑇 −𝑇

(𝑐𝑃,0 𝜌0 20 ) 𝑑𝑡0 = 𝛼𝑒𝑥 (𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 − 𝑇0 ) + 𝜆0 1𝑑 0

(1.4-11)0𝑖 = 𝑛のとき
𝑑𝑑𝑇𝑇(𝑐𝑛−1 𝜌𝑛−1 𝑛−1) 𝑑𝑡𝑛 = 𝜆𝑛−1 𝑛−1
2
𝑑

−𝑇𝑖

𝑛−1

16

+ 𝛼𝑖𝑛 (𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 − 𝑇𝑛 )(1.4-12)

Fig. 1.4-14 において，多層壁のうち外気側の壁材から数えて i 番目と i+1 番目の壁材でのエネルギー方程式が式 1.4-10 である．式 1.4-11, 式 1.4-12 はそれぞれ外気，室内に隣接する壁材のエネルギー方程式となる．本モデルではコントロールボリュームは隣接する 2 つの壁材を跨いだ 1 質点系として考えており，各系での壁の熱容量は式 1.4-13 で示される。

1
𝐶𝐶𝑉,𝑖 = 𝐴(𝑐𝑝,𝑖−1 𝜌𝑖−1 𝑑𝑖−1 + 𝑐𝑝,𝑖 𝜌𝑖 𝑑𝑖 )2

(1.4-13)

壁体内部の温度変動を予測するために壁体の両側の熱的条件を定める必要がある．壁体表面の熱流に影響を与える要素としては，主に表面付近の空気温度と壁体表面を取り巻く物体による平均放射温度があり，式 1.4-11 中の𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 および式 1.4-12 中の𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 のように，両者を合わせて相当温度という概念で表現することができる．以下の式 1.4-14 には，外気側の相当温度を用いた外気側の壁表面周りの伝熱収支を表している．外気側の相当温度𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 と壁表面温度𝑇0 差による熱伝達は，外気温度𝑇𝑒𝑥 と壁表面温度𝑇0差による対流熱伝達(右辺第一項)，壁表面付近の日射(右辺第二項)，放射熱(右辺第三項)を考慮したものとなる．
𝛼𝑒𝑥 (𝑇𝑒𝑞,𝑒𝑥 − 𝑇0 ) = 𝛼𝑒𝑥 (𝑇𝑒𝑥 − 𝑇0 ) + 𝑎𝑠 𝐼 − 𝜀𝐹𝑠𝑘𝑦 𝐸𝑒𝑥,𝑁(1.4-14)式 1.4-15 は室内側の壁表面周りの伝熱収支を表している．室内側の相当温度𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 と壁表面温度𝑇𝑊𝑆 差による熱伝達は，室内温度𝑇𝑍𝑁 と壁表面温度𝑇𝑊𝑆 差による対流熱伝達(右辺第一項)，他の壁からの放射熱(右辺第二項)，室内の機器などが発する放射熱(右辺第三項)を考慮したものとなる．ここで，室内壁が受け取るこれらの熱を左辺のように室内相当温度𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 を用い，熱伝達の形でまとめている．なお，第 2 項目の𝜙𝑖 は i 番目の壁表面の Gebhart15)の吸収係数である．
𝛼𝑖𝑛 (𝑇𝑒𝑞,𝑖𝑛 − 𝑇𝑊𝑆 ) = 𝛼𝑖𝑛,𝑐 (𝑇𝑍𝑁 − 𝑇𝑊𝑆 )+ 𝛼𝑖𝑛,𝑟 (∑ 𝜙𝑖 𝑇𝑊𝑆,𝑖 − 𝑇𝑊𝑆 ) + 𝑅𝑖𝑛 𝑅𝑟 𝑄̇𝑖𝑛𝑖(1.4-15)

ここで，𝛼𝑖𝑛,𝑐 は式 1.4-8 の𝛼𝑎,𝑘 と同様である．そして，𝛼𝑖𝑛 =𝛼𝑖𝑛,𝑐 +𝛼𝑖𝑛,𝑟 を表す．𝛼𝑖𝑛 と𝛼𝑒𝑥 は対流熱伝達率と放射熱伝達率を合算した値であり，総合熱伝達率と呼ぶ．
モデルの妥当性に関しては，BEST TEST 等を通じて検証が行われている 16),17),18),19)．
もちろんこれらは，あくまで例であり，適宜自由に変更できるのが最大のメリットである．

17

２.試験装置の健全性評価
2.1 試験装置の健全性評価
ここでは，開発したハイブリッド形動的性能試験装置が十分な精度で機器の運転性能を把握可能な装置であるかを確認する．
2.1.1 静的健全性(圧縮機回転数固定試験)
すでに性能試験装置の静的な健全性は評価手法が確立している．そこで，日本で唯一のエアコンディ
ショナの検定試験場としての機能を有し，試験装置原器を有する一般財団法人日本空調冷凍研究所（以下，「日空研」と略す）の準認定取得の手順に則って静的健全性評価をおこなった．なお，静的試験とは圧縮機の回転数を固定した試験を指している．
日空研の準認定は，異なる容量の 2 機種で試験を行い，その測定結果が，要求されるすべての試験条
件において日空研で測定したデータと 3％以内であることが要求される．そのため，5 馬力機と 3 馬力機の 2 機種を準備し，JIS の B8615 に規定された冷房標準試験，暖房標準試験，暖房低温試験の 3 条件の試験を行った．試験条件を Table 2.1-1 に示す．
Table 2.1-1
Test

Test conditions for validation

Indoor temp.
Dry / Wet

Outdoor temp.
Dry / Wet

Partial Load Ratio

℃

℃

%

27/ 1935/24

100

20/ 15

7/26

100

20/ 152/1

100

Cooling standard
test
Heating standard
test
Heating low temp.
test

140

Cooling capacity (%)

Compressor speed

Return temperature

Supply temperature

Airflow

35

120

30

100

25

80

20

60

15

40

10

20

5

0

0
0

5

10

15
20
Time min25

30

Fig. 2.1-1 Results of JIS test (Cooling standard test)
18

35

Temperature ℃

Cooling capacity % / Compressor
Frequency Hz / Airflow m3/min

Fig. 2.1-1 に冷房標準試験の結果，Fig. 2.1-2 に暖房標準試験の結果を示す．これらの試験では，十分に安定状態になった後，35 分間の平均値を取得データとする．
Fig. 2.1-3 に結果を示す暖房低温試験では 3 サイクルを取得しその平均値を取得データとする．冷房標
準試験と暖房標準試験が連続運転となるのに対して，暖房低温試験では，圧縮機や風量が周期的に停止
するが，これは除霜運転を行っているためである．
結果として，すべての試験において，冷房能力，消費電力が日空研のデータと静的には 3%以内の精度で測定できたため，本装置は，2020 年 10 月 1 日に準認定を取得した．これにより，本試験装置は，機器検定と同様の高精度で機器の性能を取得できることを確認した．

0Cooling capacity (%)

Compressor speed

Return temperature

Supply temperature

5

10

15
20
Time min

25

Airflow

49
42
35
28
21
14
7
0

30

Temperature ℃

Cooling capacity % / Compressor
Frequency Hz / Airflow m3/min

140
120
100
80
60
40
20
0

35

Heating capacity (%)
Return temperature

140

Airflow

Compressor speed
Supply temperature

49

120

42

100

35

80

28

60

21

40

14

20

7

0

0
0

1

2

3
4
Time h56Temperature ℃

Heating capacity % / Compressor
Frequency Hz / Airflow m3/min

Fig. 2.1-2 Results of JIS test (Heating standard test)

7

Fig. 2.1-3 Results of JIS test (Heating low temp. test)
2.1.2 動的健全性
動的性能試験を行う上では，試験装置における動的性能の評価が必要となる．評価が必要となる事項
は Fig. 1.4-2 に示すようにエアコンディショナによる建物の室内空気温度制御系に対して試験装置が影響を与える因子であり，以下の通りである．
i) エミュレーターの計算時間遅れii) 条件発生器での温湿度追従性iii) 各種センサーの時間遅れ
ここでは，本試験装置の標準的な設置機器となる 10kW 機をベースに評価する．この際，この器機の標準設置畳数から，機器の標準的な設置スペースは，147m3 となり，この部屋における標準吹出空気風
量から導出する熱的，物質的時定数(質量をエアコン風量で割った値)は，それぞれ 5000 秒，500 秒程度となる．
2.1.2.1 エミュレーターでの計算時間遅れ
本試験装置では，エミュレーターを用いて建物空調条件の計算を行うこととなる．今回示したエミュレーターでは，非線形方程式を離散化し，一次の前進差分方程式として動的解析を行う．この際，通常のパソコンレベルで，1 ステップ 1 秒後の計算時間は 0.5 秒程度で終えることができるため，計算時間19の遅れは動的性能には影響を与えていない．
2.1.2.2 条件発生器での温湿度追従性の確認
エミュレーターが発した信号通りに条件発生器が空気の状態を生成できるかが重要となる．そこで，運転条件が 30 分から 1 時間程度で最も急変する起動時や断続運転のような 1 時間程度の周期での周期的変動に対して条件発生器が追従できるかどうかを確認する．Table 2.1-2 に試験条件を示す．
Table 2.1-2 Followability test conditions
Test mode

Indoor unit
room set temperature

Outdoor unit
room set temperature

Dry

Wet

Dry

Wet

Start-upin cooling

35 ℃
→27 ℃

24 ℃
→19 ℃

35 ℃
constant

24 ℃
constant

Start-upin heating

7 ℃
→20 ℃

6 ℃
→15 ℃

7 ℃
constant

6 ℃
constant

Cyclic cooling

27 ℃
↔26 ℃

26 ℃
↔23.5 ℃

35 ℃
constant

24 ℃
constant

試験の結果を Fig. 2.1-4, Fig2.1-5, Fig.2.1-6 に示す．

(i) Indoor unit psychrometric room(ii) Outdoor unit psychrometric room
Fig. 2.1-4 Temperature controllability in cooling start-up mode

20

(i) Indoor unit psychrometric room(ii) Outdoor unit psychrometric room
Fig. 2.1-5 Temperature controllability in heating start-up modeDry bulb temperature
Wet bulb temperature
Target temperature

Fig. 2.1-6Temperature followability in intermittent driving

21

Fig. 2.1-4 に示すとおり，室内機の冷房起動を想定して室内機室内の乾球，湿球温度を 12 分程度で急変させたが，乾球，湿球温度ともに破線で示すエミュレーターから発せられた信号と条件発生器が実際に生成した実線の空気の状態は 20 秒程度の遅れしかなく，ほぼ一致している．また，室外機室では，室外機から発生する熱を打ち消しエミュレーターからの信号通りに乾球・湿球温度を一定に保持している．
同様に暖房運転においても Fig. 2.1-5 に示すように暖房起動を想定して室内機室内の温度を 25 分程度で急変させても，室内機室，室外機室ともに，エミュレーターの温湿度の信号に条件発生器が 20 秒程
度の遅れで追従できている．
さらに，Fig. 2.1-6 に示すように断続運転時のような振動的な急変時にも乾球，湿球温度がエミュレー
ターからの信号に通常は 30 秒程度，温度上昇や下降が完全に変わる急変時で最大 54 秒程度の遅れで，追従できていることがわかる．これらは，部屋の時定数に対して 0.6%程度である．
2.1.2.3 各種センサーの時間遅れ
試験装置には，温度計や湿度計をはじめとして複数のセンサーが取り付けられている．これらについては，測定の遅れが 10 秒以下となるものを設置した．
2.1.2.4 総括
系統的にみるとエアコンディショナの①吸込空気の温湿度のセンサーの遅れ(最大 10 秒程度)，②吹出
空気の測定チャンバーの通過遅れ(湿度のみで最大 15 秒程度)，③吹出空気の温湿度のセンサーの遅れ(最大 10 秒程度)，④条件発生器の遅れ(20 秒程度)，があり，合計すると最大 55 秒程度である．部屋の熱的時定数が 5000 秒程度であることから，試験装置における各種熱的遅れは，総計でも 1%程度である．
湿度に関しては，時定数が 500 秒程度であることから，その遅れは，10%程度となる．
静的な精度は，検定試験によって補償されているのと，機器の運転状態が急変する断続運転でもその周期が 30 分から 1 時間程度であることを考えれば，このような時間による動的性能への影響は極めて小さいものと考えている．
2.2 性能評価装置の妥当性検証
今回開発した性能評価装置は，ルームエミュレーターを使って建物の空調負荷を模擬し，空調機の動的性能を評価できるようにしたことが特徴のひとつである．そこで，第三者機関にて，ルーム
エミュレーターを使った試験を行い，その妥当性を検証した．
Fig. 2.2-1 に試験を実施した中部電力の性能評価装置の外観写真と立面図を示す．この図からもわかるように中部電力の装置は主に 20 馬力から 30 馬力の業務用空調機の試験を実施するために作られている大型のものである．試験には，2020 年度に，本学でも借用して試験を実施した中部電力の所有する R32 冷媒のパッケージエアコン 5 馬力機（天井カセットタイプ）を用いた．

ＲＦ

冷凍機

冷凍機

空調機室（室内側）

２Ｆ

冷凍機

キュービクル

空調機室（室外側）

空調機
吸引 風量測定
ファン
装置

冷凍機

計測室

空調機
吸引 風量測定
ファン装置

Ａ 盤 データ
Ｖ
処理装置
Ｒ

１Ｆ
受風室
試験室（室内側）試験室（室外側）Fig.2.2-1 External photograph and elevation view of CEPCO's performance evaluation equipment
22a) 圧縮機回転数固定試験の試験結果
Fig. 2.2-2～Fig. 2.2-4 に中部電力と本学性能評価装置で圧縮機回転数を固定試験した試験結果を示す．Fig. 2.2-2 は定格冷房標準試験（外気温度 35℃負荷率 100％），Fig. 2.2-3 は中間冷房標準試
験（外気温度 29℃負荷率 50％）
，Fig. 2.2-4 は定格暖房標準試験（外気温度 7℃負荷率 100％）であり，それぞれ左図が中部電力，右図が本学性能評価装置の結果である．

Fig. 2.2-2 Rated cooling standard test

Fig.2.2-3 Intermediate cooling standard test

Fig. 2.2-4 Rated heating standard test23

Table 2.2-1 に圧縮機回転数固定試験の結果の COP を示す．圧縮機回転数を固定した試験では，中部電力と早稲田大学の試験結果は，ほぼ一致する．
Table 2.2-1 Test results of COP by compressor rotation speed fixed
CEPCO
WASEDA University
Rated cooling standard test
Intermediate cooling standard test
Rated heating standard test

3.83
5.73
4.52

3.84
5.74
4.45

b）圧縮機回転数非固定試験の試験結果
Fig. 2.2-5～Fig. 2.2-7 に中部電力と本学性能評価装置で圧縮機回転数を固定しないで実施した試験結果を示す．Fig. 2.2-5 は冷房外気温度 29℃，Fig. 2.2-6 は冷房外気温度 35℃，Fig. 2.2-7 は暖房
外気温度 7℃であり，負荷率いずれも 50％である．それぞれ左図が中部電力でのエミュレーター
を使わない試験，中図が中部電力でのエミュレーターを使った試験，右図が本学性能評価装置の結果である．2021 年度は，本学の試験において空調機が連続運転（定常運転状態）となる場合の試験を比較検証した．

20

90

15

60

10

30

5

0

0

PLR

0

1

2

3

4

30

100

25

80

20

60

15

40

10

20

5

0

0
0

Time

5

10

15

20

25

30

35

120

30

100

25

80

20

60

15

40

10

20

5

0

Temperature ℃

120

120

Temperature ℃

25

29_50
PLR % / Power consumption % /Air flow rate m3/min

30

150

Power consumption % /PLR % /Temperature
Air flow rate m3/min/

180/ Power consumption
Air flow rate

29℃50%

0
0

5

10

15

20
Time hourTime min

25

30

35

Time minFig. 2.2-5 Partial load cooling performance test（29℃，50％）

90

15

60

10

30

5

0

0

PLR

0

1

2

3

4

Time

30

100

25

80

20

60

15

40

10

20

5

0

0
0

5

10

15

20

25

30

35

120

30

100

25

80

20

60

15

40

10

20

5

0

0
0

Time minTemperature ℃

20

120

Temperature ℃

120

35_50
PLR % / Power Consumption % /Air flow rate m3/min

25

Temperature150

PLR % / Power consumption % /Air flow rate m3/min/

30/ Power consumption
Air flow rate

35℃40%
180

5

10

15
20
Time hour

25

30

35

Time minFig. 2.2-6 Partial load cooling performance test（35℃，50％）

PLR

50

160

40

120

30

80

20

40

10

0

0
0

0.5

1

1.5

2

120

48

100

40

80

32

60

24

40

16

20

8

0

0
0

Time

1

2
Time hourTime hourFig. 2.2-7 Partial load heating performance test（7℃，50％）

24

3

4

Temperature ℃

PLR % / Power consumption % /Air flow rate m3/min

200

Temperature/ Power consumption
Air flow rate

/

7_50

Table2.2-2 に圧縮機回転数非固定試験の結果の COP を示す．中部電力でエミュレーターを使わない場合，装置の大きさに比べて試験をした空調機の能力が小さいため，不安定な運転になっており，その COP はエミュレーターを使った場合や本学での試験結果よりも小さい値となっている．
一方，中部電力の装置でエミュレーターを使った場合，本学での試験とほぼ同様の動作となり，その COP は本学での試験結果とほぼ同等の値となっている．これにより装置が異なってもルームエ
ミュレーターを使うことで同様の動作を再現できることが分かった．
Table 2.2-2 Test results of COP by compressor rotation speed Non-fixed
Partial load performance test

CEPCO
Without Emulator

cooling（29℃，50％）
cooling（35℃，50％）
heating（7℃，50％）

3.84
3.20
3.73

With Emulator
5.12
4.15
4.43

WASEDA
University
Without Emulator
5.22
4.00
4.04

c）試験結果のまとめ
圧縮機回転数固定試験では，装置が異なっても同等の結果が得られたことから，再現性のある試験が可能である．これに対し，圧縮機回転数非固定試験では，装置が異なるとエミュレーターを使わない場合は，装置によって空調機の運転状態が変わり再現性のある試験は不可能であることがわ
かった．
一方，装置が異なっても，エミュレーターを使うことによって，ほぼ同等の結果が得られたことから，再現性のある試験が可能であることが分かった．なお，空調機が断続運転（非定常運転状態）を伴う場合については，2022 年度にルームエアコン用受風室を用いた試験を実施して確認を進めて
いる．

25

３.次世代冷媒試験結果
3.1 実験の背景と目的
冷凍空調機器に次世代冷媒を導入する場合には，冷媒の安全性や機器に使用する冷媒が環境に与える
影響 GWP（直接影響）だけでなく，エネルギー起源の CO2 排出に伴う地球温暖化による影響（間接影響）を含めて決定する必要がある．このため，冷凍空調機器としての実際の運転性能が評価すべき最重要因子となる．一方，低 GWP 冷媒用の空調機の正確な評価のためには，低 GWP 冷媒用に最適化した「物理的な」空調機を製作した上で実運転状態における正確な性能試験を実施し，低 GWP 冷媒のポテ
ンシャルを把握する必要がある．しかし，この「物理的な」試験方法は，最終的にはこの方法でデータの確認をするとしても，多くの次世代冷媒候補がある中で，最初から用いるには，空調機のスペックの検討や製作に要する期間に加え費用の面からも現実的でない．そこで，本研究では，「【3】シミュレータ
ー開発とその活用」において，熱交換器シミュレーターや，システムシミュレーター等の各種シミュレーターを製作して，これら検討や製作に要する期間の短縮化と費用削減を図ることとしている．ここで，シミュレーターを使う前にはその計算値の妥当性や計算精度を検証する必要がある．そこで今回，R22
冷媒の空調機に，低 GWP 冷媒である R290 と R454C をドロップインして試験を行い，冷媒の違いによる空調機の性能を評価することとした．
3.2 実験に用いた空調機と試験の概要
3.2.1 実験に用いた空調機
Table3.2-1 に実験に用いた空調機の諸元を記す．R290 と R454C をドロップインするために，R22 の空調機が必要となるが，空調機メーカー各社に確認したところ R22 の空調機は 10 年程度前に既に生産中止となっており，新品の在庫は残ってなかった．そこで，一般社団法人日本冷凍空調工業会の協力の下，R22 冷媒の空調機を捜していただいた結果，あるご家庭で 20 年程度使用されている定格能力
2.2kW の壁掛け式ルームエアコンの提供を受けることとなった．この空調機をご家庭から撤去し，室外機と室内機のそれぞれの熱交換器を洗浄した後，圧力センサーや熱電対を取り付けた．また，冷媒流量の計測を行うため，2 台のコリオリ式流量計を冷房用と暖房用で切り替えができるよう配管にバルブを付けた上で取り付けた．さらに，圧縮機回転数を自在にコントロールできるツールを空調機メー
カーから提供を受けると共に，これに加えて，膨張弁開度も 50 段階で自在に調節できるツールも購入して取り付けた．Fig.3.2-1 に，圧力センサーと熱電対および冷媒流量計の取付位置を示す．また，Fig.3.2-2 に性能評価装置での試験の様子を示す．
Table 3.2-1

Specification of the room air-conditioner

Item

Contents

Type

Room air-conditioner

Year of manufacture

2001

Original refrigerant
Rated capacity(W)R22

cooling2200

heating2500

26

Fig.3.2-1 Mounting position of pressure sensors, thermocouples and flow meters(a) Indoor Unit(b) Outdoor Unit
Fig.3.2-2 State of test in the performance evaluation apparatus
3.2.2 冷媒充填量の決定
本研究では，各冷媒のポテンシャルを最大限に発揮させた上で空調機の性能を評価することが重要になる．そこで，今回のドロップイン試験においては，冷媒充填量を最適化することに注意を払った．また，R290 と R454C のドロップインに際し，(1)R22 の定格圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化
した場合と(2)R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合の 2つを行った．具体的な冷媒充填量の決定手順は以下のとおりである．
(1) R22 の定格圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合
ここで，R22 の定格圧縮機回転数は 48Hz である．
① 供試機の圧縮機回転数を 48Hz で固定する② 冷媒充填量を少なめに封入する③ 過熱度 5℃・過冷却度 5℃となるように膨張弁開度を調整する④ 冷房の定格試験条件の下，空調機の能力測定を行う⑤ 過冷却度が取れない場合，冷媒充填量を増やし，③に戻る
このようにして冷媒充填量を徐々に増やしながら，過冷却度を調整して決定した冷媒充填量は，R290
は 400g，R454C は 730g となった．また，圧縮機回転数を 48Hz で固定した結果，冷房能力は R290，
R454C 共に R22 の定格能力の 84.5％である 1,860W，暖房能力は R290 では R22 の定格能力の 81.2％の2,030W，R454C は 80.0％の 2,000W であった．

27

(2)R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合⑥ 冷媒充填量を少なめに封入する⑦ 供試機の最大圧縮機回転数で固定する⑧ 過熱度 5℃・過冷却度 5℃となるように膨張弁開度を調整する⑨ 冷房の定格試験条件の下，空調機の能力測定を行う⑩ ア）過冷却度が取れない，または能力が目標能力に達しなかった場合は冷媒充填量を増やし，⑦に戻るイ）能力が目標能力を超えていた場合は圧縮機回転数を下げ，⑧に戻る
このようにして冷媒充填量を徐々に増やしながら，能力と過冷却度を調整していった結果，冷媒充填量については，R290 は 400g， R454C は 950g となった．なお，R22 の冷媒充填量は 910g である．
3.2.3 試験条件
試験条件は，ルームエアコンの JIS C 9612:2013[3]の室外機と室内機の温度条件に準拠して冷房 4 条
件，暖房 4 条件の計 8 条件とした．具体的な温度と負荷条件を Table3.2-2 に示す．
Table3.2-2 Test Conditions
Indoor temp.(℃)
Dry / Wet

Test Condition①②
Cooling③④⑤⑥
Heating⑦⑧Standard coolingfull capacity test
Standard coolinghalf capacity test
Low temperature coolinghalf capacity test
Low temperature coolingminimum capacity test
Standard heating full
capacity test
Standard heatinghalf capacity test
Standard heating
minimum capacity test
Low temperature heating
full capacity test

Outdoor temp.
(℃)
Dry / Wet

Partial load
Ratio
(%)

35 / 24100

35 / 2450

29 / 1950

29 / 19

25

7/6

100

7/6

50

7/6

25

2/1

100

27 / 19

20 / 153.3 試験結果と考察
3.3.1 試験結果
今回は，
（2）R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合の冷房試験の①～④の 4 条件について以下に記述する．
Fig. 3.3-1 に，R22 と R290，R454C の各試験の COP の比較を示す．また，Table 3.3-1 に R22 とR290，R454C の定格冷房標準試験結果の比較を示す。
Table 3.3-1
Refrigerant typeComparison of rated cooling standard test results for R22, R290, and R454C

Refrigerant
charging amountgCompressor speed

Mass flow rate

Hz

Kg/h

Degree ofsuperheat℃

Degree ofsupercooling
℃

R22

910

55.0

51.0

10.26

1.72

R290

400

62.5

28.2

6.97

4.63

R454C

950

65.0

58.8

6.14

5.70

28

COP
（ー）

①

②

③

④

Fig. 3.3-1 COP comparison of cooling test result（Adjust to cooling capacity 2.2kW）

各試験において，R22 と R290 を比較すると，定格冷房標準試験では R290 の COP が R22 の COP よりも若干高い値を示したが，他の試験では R290 の COP は R22 の COP よりも 10％程度低い値を示す
結果となった．また，R290 と R454C を比較すると，R454C の試験結果の COP は R290 に比べて，10％～25％低い値となった．
3.3.2 考察
ここで，まず， R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合の R22 と R290 の COP について考察する．定格冷房標準試験では R290 の COP が R22 の COP よりも若干高い値を示したが，ほぼ同等の値となった．これは R290 の気化潜熱が R22 の約 2 倍であるため，
R290 を用いた場合の冷媒循環量は少なくなって圧損が小さくなる効果と，この空調機が R22 用に設計されているため R290 を用いて 2.2kW の空調能力を出そうとすると，R22 よりも圧縮機回転数を増す必要があり圧縮機効率の低下を招く効果が相殺した結果と推測される．
次に R290 と R454C の比較を①の定格冷房標準能力試験の結果に基づき考察する．試験条件①でのR454C の COP は， R290 よりも 25％程度低い値となった．この理由は，R454C は低圧冷媒である
R1234yf が R454C の組成の 78.5%を占めており，R454C 自体も低圧冷媒の傾向を持つことから，R454C
は R290 に比較して潜熱が小さく，式 3.3-1 より R290 と同じ能力を得るためには質量流量を大きくする必要がある．これにより式 3.3-2, 式 3.1-3 より圧力損失が R290 に比べて大きくなることで圧縮機前後の圧力差が大きくなるため，圧縮機の消費電力は 200W ほど大きくなっている．このため，R454Cの COP が低下する結果となったと考えられる． Fig. 3.3-2 に試験条件①における R22 と R290，R454Cの試験結果を， Fig. 3.3-3 に試験条件①における R22 と R290，R454C の p-h 線図を示す．

29

R22 (COP=2.75)

R290 (COP=2.89)

R454C (COP=2.18)

Fig.3.3-2 Comparison of p-h diagram of R22,R290 and R454C

30

R22

R290

R454C

Fig. 3.3-3 Comparison of p-h diagram of R22,R290 and R454C

31

(3.3-1)(3.3-2)(3.3-3)3.3.3 実験結果のまとめ
本研究では，R22 冷媒のルームエアコンに，低 GWP 冷媒である R290 と R454C をドロップインして試験を行い，冷媒の違いによる空調機の性能を評価した．この結果，R22 の能力 2.2kW が発生する圧縮機回転数で固定して冷媒充填量を最適化した場合，R22 に比較して R290 は，定格能力時にはほぼ同等の COP であるが，部分負荷領域では R22 の COP よりも 10％程度低い値となった．また，R454C の COPはさらに R290 よりも 10％～25％低い値となった．
．

32

４.動的試験結果
4.1 試験対象
Fig.4.4-1 に本研究の対象のシステムを示す．供試機は A 社製 4 馬力のパッケージエアコンである．室
外機と室内機それぞれにおいて吸込部で空気の乾球湿球温度，吹出部で空気の乾球湿球温度と空気風量を測定しており，圧縮機の回転数等も測定している．また，室外機と室内機のそれぞれのファンの消費
電力と圧縮機の消費電力，およびこれらを合計したシステム全体の消費電力を測定している．

Fig. 4.1.1 Flow of the system and measuring points

4.2 試験条件
本試験では，現行の規格で定められた方法である圧縮機回転数を一定速度に固定した試験とは異なり，圧縮機回転数や膨張弁開度は空調機自身の制御に任せた試験を行った．また，冷房試験として，空調機の制御性に大きく影響を与えると考えられる圧縮機が運転と停止を繰り返す状態（断続運転状態）が発生する低負荷条件において，試験を行った．さらに，エミュレーターを用いて，空調機を使用する部屋の容積を 3 通りに変化させた条件でも試験を行った．ここで，今回用いた供試機は 4 馬力機であるため，標準的な建物の空調負荷を想定して一辺 7m の正方形で階高 3m の部屋である 147 m3 を基準の容積とした．そして基準の約半分の容積として，75m3 は一辺 5m の正方形で階高 3m の部屋を，基準の倍の容積として，300m3 は一辺 10m の正方形で階高 3m の部屋を想定している．Table 4.1-1 に試験条件を示す．
PLR とは，部分負荷率（partial load ratio）のことであり，空調機が処理した負荷を空調機の定格能力で除した値である．SHF は空調負荷の顕熱比であり，一般な建物の空調負荷の値として 0.85 とした．前述のとおり，本試験では，空調機の性能評価に着目しているため，熱負荷については，室内外の温度差による壁からの熱侵入や，日射，換気による負荷は 0 として，内部発熱のみを与えている．
Table 4.1-1 Test conditions
Parameters

Unit

Value

Indoor temperature (Set temperature)℃

27

DB℃ / WB℃

35 / 24

PLR

%

30～40

SHF

-

0.85

Room volumem3

75, 147, 300

Outdoor temperature33

4.3 試験結果と考察
4.3.1 試験結果
Fig. 4.1-2～Fig.4.1-4 に試験結果を示す．この結果から低負荷環境下において，空調機は，変動運転をしていることがわかる．これは空調機のインバーター制御により，圧縮機回転数を抑えた運転をするものの，それでも，空調機が発生している能力が部屋の空調負荷を上回ることにより，部屋の温度が低下
し続け，設定温度をある程度下回ると空調機の制御によって圧縮機回転数を下げる．その後，部屋の空
調負荷が空調能力を上回ると室内温度が上昇に転じ，設定温度をある程度上回ると再び空調機の制御によって圧縮機回転数を上げるといったサイクルを繰り返すためである．この空調機の変動運転は，実際の空調機の運転において頻繁に見られる現象であり，これを再現した試験は，空調機を使用する実際の環境を模擬した試験の重要な一項目と言える．
Table 4.1-2 の COP は，変動運転をする 2～3 周期分を平均して求めている．初めに負荷率の違いによる比較を行う．一般的に，負荷率が小さくなると室内機の熱交換効率が高くなるため，COP は高くなる．
実際に負荷率 35％の試験結果は 40％に比べて COP は高くなっていることがわかる．一方，30％の試験
では空調機は発停を伴う断続運転をしていることがわかる．空調機の起動時には，一時的にある一定の大きさの能力を発生させる運転となるが，この運転状態の時は COP が低下する．そのため，負荷率 30％の試験結果は 35％に比べて COP は低くなっている．特に，75m3 の条件下において，COP は 15％程低い値となった．
4.3.2 考察
断続運転を伴う負荷率 30％の試験においては部屋の容積が大きいほど COP が高くなり，容積 75m3 の場合と 300m3 の場合を比較すると，前者よりも後者の方が COP は 16%程高い値となっている．これは，部屋の容積が変化すると断続運転周期が変化することに起因している．空調機の起動時には，一時的にある一定の大きさの能力を発生させる運転となるが，この運転状態の時は COP が低下する．部屋の容積が小さい場合は，起動直後の空調機の発生する能力によって，室内温度が急激に低下し，空調機は短時間でサーモオフする．一方，部屋の容積が大きい場合は，起動直後の空調機の能力による室内温度の低下は緩やかとなり，その後，圧縮機が一定の回転数で運転をする時間が発生する．圧縮機が一定の回転数で運転をする場合は COP が高くなるため，部屋の容積が大きい条件においては，断続運転の周期の中での一定運転の時間の割合が多くなり，結果として，COP が高くなったと考えられる．しかしながら，負荷率 35％と 40％の試験において，起動停止を伴う運転はしておらず，起動時の効率低下が発生しないため，部屋の容積と COP の相関関係が見られなかったと考えられる．
今回の試験結果は，部屋の容積が変化すると，空調機の動的性能に変化が生じること示している．これは空調機の動的性能を正しく評価するためには，性能評価装置の容積等を空調機の定格能力に応じて適切に変更することが必要であることを証明した結果であり，性能評価装置の容積等を物理的に変化させることは困難であるため，空調負荷や部屋の容積をソフトウエアで模擬することができるエミュレー
ターを用いた本装置が有効であることを示唆している．

34

Fig. 4.1-2 test result (room volume=75m3)
Left: PLR=30%, Middle: PLR=35%, Right: PLR=40%

Fig. 4.1-3 test result (room volume=147m3)
Left: PLR=30%, Middle: PLR=35%, Right: PLR=40%

Fig. 4.1-4 test result (room volume=300m3)
Left: PLR=30%, Middle: PLR=35%, Right: PLR=40%
Table 4.1-2 COP of test result
Room volume m3

PLR
％

75

147

300

30

5.43

5.60

6.22

35

6.25

6.13

6.44

40

5.82

5.76

6.09

4.3.3 動的試験結果のまとめ
本研究では，空調機の動的性能を評価する新たな評価手法の確立を目指すために，部屋の空調負荷を模擬するエミュレーターを搭載した「エミュレーター式性能評価装置」を用いて，断続運転状態となる
低負荷条件にて負荷率を変化させて空調機の性能試験を行った．その結果，空調機の制御性を考慮した試験が可能となったことを確認し，空調機の負荷率と COP の関係性を例示した．さらに，部屋の容積の違いが空調機の動的性能に影響を与えることを確認でき，任意の空調負荷を再現可能な「エミュレータ
ー式性能評価装置」の有効性が示唆された．
今後の展望として，空調機の動的性能を評価する新たな手法を確立するために，実際の空調機の運転状態を想定した多様な条件下で性能評価を実施していく．また，空調機を実際の建物に設置してフィールド試験を行い，本装置での試験結果と比較することで，実際の建物でのエミュレーターの妥当性も検証していきたいと考えている．

35

Nomenclature: 日射吸収率(-): 壁表面積(m2): 熱容量(kJ･K-1): 定圧比熱(kJ･kg-1･K-1): 放射熱(W･m-2): 天空への形態係数(-)-2: 日射強度(W･m ): 質量拡散流束 (kg･m-2･s-1): 水分発生量(kg･s-1): 質量(kg): 質量流量(kg･s-1)

𝑄̇
𝑞̇
t
T
V
𝑥
𝛼
𝜌
𝜀
𝜙

a

: 空気

N

: 夜間

AC
BL
c
eq
ex
FN
in
i,k

: エアコンディショナ側
: 建物
: 対流
: 相当
: 外部
: 家具など: 内部: 通し番号

OA
r
Room
SA
sh
w
WS
ZN

: 外気
: 放射
: 室内
: 供給空気
: 過熱度
: 水蒸気
: 壁表面
: ゾーン

𝑎𝑠
A
C
𝑐𝑝
E
F
I
j
𝐿̇
M
𝑚̇

: 熱量
(W)
: 壁の内部発熱 (W･m-2)
: 時間
(s)
: 温度
(K)
: 体積
(m3)
: 絶対湿度(kg･kg-1): 熱伝達率(W･m-2･K-1): 密度(kg･m-3): 長波長放射率 (-): Gebhart の吸収係数(-)

Subscripts

参考文献
1)

経済産業省資源エネルギー庁, 令和元年度エネルギーに関する年次報告（エネルギー白書 2020）PDF 版, 第 2 部,
pp.112-115.

2)

Shinichi, A., Jun, S., Takuya, O. Hiroyuki, I., Yuki, A. Study on State of COP and Regional Characteristics of
APF for Room air Conditioners, AIJ J. Technol. Des., 2014, 20(44), pp.187-190. (in Japanese)

3)

Katsuhiro, K., Technological Innovations of Air Conditioning and their Development into Industry,

Refrigeration , 2019, 94(1101), pp.436-441. (in Japanese)4)

社団法人日本冷凍空調工業会, 世界のエアコンディショナ需要推定, (2019), pp.1-8.

5)

Keisuke, O. and Kiyoshi, S., Seiichi, Y., Tetsuro, K., Kuniyasu, M., Intermittent Driving Simulation ofCompression type Heat Pump － 1st Report: Mathematical model and simulation of single-stage vapor
compression type heat pump－, Trans.JSRAEngineers, 2013, 30(2), pp. 107-122. (in Japanese)6)

日本規格協会, パッケージエアコンディショナディショナ JIS B 8616:2015, (2015)7)

社団法人日本冷凍空調工業会, ヒートポンプの実用性能と可能性. (2010).

8)

Masayuki, N., Technologies for Energy −Saving of Room Air−Conditioner, J.JSME, 2003, 106(1015), pp.464465. (in Japanese)

9)

Fusigi, Y., Create a new breeze! Room Air Conditioner Revolution(Atarasii kaze wo tukure! Ru-mueakon

kakumei), J.JSME, 2019, 122(1206), pp.38-39.
10) Carsten Palkowski,Andreas Zottl,Ivan Malenkovic,and Anne Simo, Energies, 2019, 12, 1045;
doi:10.3390/en12061045..
11) Toshinori BAN,Daiki NAKANO, Keisuke OHNO, Seiichi YAMAGUCHI, Kiyoshi SAITO, Hideki
YAMAGUCHI,Proc. Of 12th IEA Heat Pump Conference 2017, Rotterdam.
12) OhnishiNetsugaku, https://en.ohnishi.co.jp/.

3613) 尾崎明仁, 渡辺俊行, 高瀬秀芳, 辻丸達憲，建築の熱・水分・空気連成シミュレーションその１壁体の吸放湿を考慮した温湿度計算，日本建築学会大会学術講演梗概集, pp.439-440, 2004
14) 石野久彌, 郡公子: 事務所建築における家具類の熱的影響に関する実測・実験研究，日本建築学会計画系論文報告集, Vol.372, pp.59-66, 1987
15) B.Gebhart, A new Method for Calculating Radiant Exchanges, ASHRAE Transactions Vol.65, 321-332, 1959

37

第ニ部

東京大学の報告

38

1

はじめに

空調負荷に応じて圧縮機回転数を連続的に変化させて、省エネルギー運転を実現する技術はわが国が世界に誇れるものである。圧縮機回転数のインバータ制御技術を活用した空調機の省エネルギー性を正しく評価する方法を確立し、世界に普及させることは、我が国の産業の発展に欠かせないものである。
JIS C 9612：2013 ルームエアコンディショナでは、圧縮機回転数を固定して冷房運転時に 2 点、暖房運
転時に 3 点の性能を計測し、通年エネルギー消費効率 APF を計算する方法を定めている。しかし、この方法は以下のような問題点を有している。圧縮機回転数が可変であることが特徴であるにもかかわらず、回転数を固定して試験している。冷暖房負荷が小さくなると、圧縮機の連続運転はできなくなり断続運転が始まる。そのときの性能低下を正確に評価できない。
環境保護局（EPA）は、フォルクスワーゲン社がディーゼル車の型式認定時の台上試験で排出ガスを低減させる装置を働かせる一方、実際の走行では働かないようにする不正ソフトを組み込んでいたと2015 年 9 月に発表をした。この事件を契機に、エアコンの性能試験を行うときに、圧縮機の回転を固定することは、実際の居室で運転している状況とは異なる状態にすることになると指摘された．性能試験を行うにはエアコンメーカから技術情報を得る必要があることも問題視されるようになった。エアコンを実際に使用される状態にして性能試験を行うことの重要性が高まっている。
海外では圧縮機回転数を固定しない試験法の提案がされるようになってきた．パデュー大学では負荷基準試験法の研究がされており，エアコンの持つ制御を切ることなく建物の負荷特性との相関を考慮した試験法について多くの研究成果が発表されている 1-1)‒1-5)．BAM では，圧縮機回転数を固定することな
く，エアコンの制御を生かしたまま，動的な負荷試験をすることを提案している 1-6)．エアコンの性能試
験を行うときの負荷や温度条件を段階的に変化させて，エアコンの制御の良し悪しを積極的に評価することを提案している．早稲田大学でも実際の運転環境でヒートポンプの性能を評価することを目指して，
任意の環境をシミュレートできるエミュレータと，空気エンタルピー法に基づいてヒートポンプの性能を評価する装置からなるハイブリッド試験設備を開発している 1-7)．
以上のような背景に基づいて、圧縮機を制御アルゴリズムに従って自由に運転し、外気温度や冷暖房
負荷が変化したときの運転性能を試験し、通年のエネルギー効率を算出する方法（以後，「負荷試験法」と呼ぶ。
）を開発することを目的としている。
東京大学は所有する小型ルームエアコン用環境試験室を利用して、負荷試験法の検討を始めた。また、
日本空調冷凍研究所は所有するルームエアコン試験設備を用いて、負荷試験法の問題点について検討を
行った。
参考文献
1-1) Patil, A., Hjortland, A. L., Cheng, L., Dhillon, P., Braun, J. E., & Horton, W. T., Load-Based Testing to Characterize the
Performance of Variable-Speed Equipment. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, (2018), Paper 2076.
1-2) Hjortland, A. L., & Braun, J. E., Load-based testing methodology for fixed-speed and variable-speed unitary air conditioning
equipment. Science and Technology for the Built Environment, 25(2), (2019), 233–244.
1-3) Dhillon, P., Horton, W. T., & Braun, J. E., Comparison of Steady-State and Dynamic Load-Based Performance Evaluation
Methodologies for a Residential Air Conditioner. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, (2021), Paper
2519.
1-4) Ma, J., Dhillon, P., Horton, W. T., & Braun, J. E., Heat-Pump Control Design Performance Evaluation using Load-Based Testing.
International Refrigeration and Air Conditioning Conference, (2021), Paper 2520.
1-5) Dhillon, P., Welch, D., Butler, B., Horton, W. T., & Braun, J. E., Validation of a Load-Based Testing Method for Characterizing
Residential Air-Conditioner Performance. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, (2021), Paper 210073.
1-6) Palkowski, C., Zottl, A., Malenkovic, I., and Simo, A., Fixing Efficiency Values by Unfixing Compressor Speed: Dynamic Test
Method for Heat Pumps, Energies 2019, 12, 1045．
1-7) Saito, K., Hybrid Dynamic test method of air-conditioning systems with next-generation low GWP refrigerants,

International Symposium on New Refrigerants and Environmental Technology 2021, Paper M231.

39

2.日本空調冷凍研究所の成果
JIS 規格に基づくエアコンの能力測定は，圧縮機周波数を固定した状態で行われるため，製造者から固定方法の情報が必要となることから，ユーザー側の視点に立って，エアコンの設置状態に近く，かつ，
ユーザーによる操作のみで行える試験（ここでは「負荷試験」と呼ぶ）を推奨，検討する動向が国内外で見られるようになった．
本報告では，現在，国内で複数保有されている試験設備で負荷試験を行う場合の技術課題の抽出とルームエアコンを使用して検証した試験結果を考察する．

2.1

試験設備の概要

試験設備は日本空調冷凍研究所（以後，「日空研」という．）に設置されている以下の仕様の設備を使用した．
＜試験設備１＞・平衡式室形熱量計（JIS B 8615-1 に基づく試験装置）
・能力測定可能範囲 【冷房能力】0.9～7.1 kW
・体積 【室内側内室】 44.1 m3【暖房能力】0.9～8.0 kW【室外側内室】 44.1 m3
・設備側冷却方式 ブラインチラー

Fig. 2-1 Balanced ambient room-type calorimeter No.1 (elevation)＜試験設備２＞・平衡式室形熱量計（JIS B 8615-1 に基づく試験装置）
・能力測定可能範囲 【冷房能力】0.2～16.0 kW
・体積 【室内側内室】 92.9 m3【暖房能力】0.2～20.0 kW【室外側内室】 92.9 m3
・設備側冷却方式 ブラインチラー

Fig. 2-2 Balanced ambient room-type calorimeter No.2 (elevation)40

＜試験設備３＞・空気エンタルピー測定装置（JIS B 8615-1 に基づく試験装置）
・能力測定可能範囲 【冷房能力】 0.0～10.0 kW
・体積 【室内側】 139 m3【暖房能力】 0.0～13.0 kW【室外側】 75 m3
・設備側冷却方式 直膨式冷凍機

Fig. 2-3 Tunnel air enthalpy test method arrangement (elevation)

JIS 規格の能力測定に基づく Fig. 2-1，Fig. 2-2 及び Fig. 2-3 の設備は日本冷凍空調工業会（日冷工）より 2022 年度の原機認定を受けており試験精度が認められている．

2.2

負荷試験の目的2019 年に欧州では負荷試験の方法として，圧縮機周波数を固定しない試験方法 DTM（Dynamic Test
Method）をドイツの BAM（ドイツ連邦材料試験所）が提唱，BAM が主催したラウンドロビンテストに
日冷工からの依頼試験で参画し，日空研において実機検証の実績がある．その際，供試機の室温制御や試験設備の大きさ（熱容量）が測定結果に大きく影響し，再現性，繰り返し性にも課題があることが分かっている．
本報告では，負荷試験の欠点を理解しつつ，供試機側の影響やその他，負荷試験に影響する要因と試
験の技術的な課題抽出を行うことを目的としている．

2.

試験方法

平衡式室形熱量計＜試験設備１＞及び＜試験設備２＞では，供試機の表示能力に対し，加熱ヒーター
量，加湿ヒーター量と冷却水温度，冷却水量を調節することにより，試験設備の室内側へ負荷として顕熱及び潜熱を投入する．
Table 2-1 及び Table 2-2 に負荷の設定条件，供試機の設定及び設備側の設定条件を示す．
Table 2-1 Cooling test conditions (α: temperature adjustment with remote controller)
冷房設定負荷供試機設定

室外温度(℃)(対表示能力)設定温度(℃)

設定風速

乾球温度

湿球温度

100%

27±α

自動／強

35.0

(24.0)

50%

27±α

自動／強

29.0

(19.0)

25%

27±α

自動／強

26.0

(16.0)

41

Table 2-2 Heating test conditions (α: temperature adjustment with remote controller)
暖房設定負荷2.4

供試機設定

室外温度(℃)(対表示能力)設定温度(℃)

設定風速

乾球温度

湿球温度

100%

20±α

自動／強

7.0

6.0

50%

20±α

自動／強

12.0

10.4

25%

20±α

自動／強

14.5

13.2

負荷試験による測定と課題抽出

2.4.1 異なる平衡式室形熱量計による負荷試験
Table 2-3 に本項で使用した＜供試機１＞の主要な仕様値を示す．
Table 2-3 Specifications <EUT No.１>
定格冷房能力(kW)2.8

定格暖房標準能力(kW)3.6

定格冷房消費電力(W)800

定格暖房標準消費電力(W)

910

EER

(3.50)

COP(3.96)

はじめに，試験設備の違いが結果にどう現れるかを検証した．Table 2-1 及び Table 2-2 の条件設定において＜試験設備１＞ Fig. 2-1 及び ＜試験設備２＞ Fig. 2-2 の試験設備による試験結果を比較した．両者の設備は投入する負荷を自動で目標値に合わせることができないためマニュアル（手動）で調整した．
また，供試機の室温制御により温度変動が発生すると投入負荷を狙い通りに合わせるのは非常に難しいことが分かっており，ここでは，なるべく投入負荷の差を小さく調整し結果を比較した．
Table 2-4 Comparison between calorimeters, load factor 100％ in cooling, <EUT No.1>

Table 2-4 は冷房運転における＜試験設備１＞及び＜試験設備２＞による結果，Fig. 2-4 及び Fig. 2-5 に室内温度及び冷房能力のグラフを示す．＜試験設備１＞と＜試験設備２＞において投入負荷の差異は殆ど無いが，供試機の運転リモコンの設定温度は同一でも，＜試験設備１＞では室内温度が変動し，供試機によって制御された平均室内温度は＜試験設備２＞と比較すると高い温度となった．また，湿球温度にも差異が見られた．
室温制御特性は供試機毎に異なり試験設備内の供試機周囲の気流なども影響する可能性がある．また，
湿球温度は供試機の熱交換器蒸発温度によって決まるため供試機の圧縮機周波数の変動により湿球温度の変動が誘発される可能性もある．

42

Fig. 2-4 Cooling operation, load factor 100％, indoor air temperature and capacity, calorimeter No.1（※Average calculated during the period | | in figures and all figures of this type from thenext are with same calculation）

Fig. 2-5 Cooling operation, load factor 100％, indoor air temperature and capacity, calorimeter No.2

Table 2-5 は暖房運転における＜試験設備１＞及び＜試験設備２＞による結果を示す．冷房運転と同様に投入負荷が極力同じになるよう調節した．暖房運転では定常状態のデータが取得でき，異なる試験設
備における再現性を示す結果となった．どちらも設定温度に対して室内温度は高めに制御されており，
室内温度の差異は 0.12deg，消費電力では 26W（2.43%）となったが，マニュアル調節のため試験結果に対する繰返し性の課題があり，この程度の差が試験結果において限界と推測される．
Table 2-5 Comparison between calorimeters, load factor 100% in heating, <EUT No.1>

Fig. 2-6 及び Fig. 2-7 に室内温度及び暖房能力のグラフを示す．室温制御は概ね安定しており，＜試験設備１＞と＜試験設備２＞において投入負荷の差異が無い状態を異なる試験設備で再現できた．
平衡式室形熱量計では，供試機の室温制御特性が結果に大きく影響する．特に室温変動が起こった場
合，試験設備の室内側内室の熱容量は非定常サイクル時間に差異が発生する要因の一つである．暖房運
転では室温制御に安定状態が見られたが，再現性や繰返し性の観点では試験数が少ないのではっきりし43

た言及はできない．

※※

Fig. 2-6 Heating operation, load factor 100%, indoor air temperature and capacity, calorimeter No.1

Fig. 2-7 Heating operation, load factor 100%, indoor air temperature and capacity, calorimeter No.2

2.4.2 同一試験設備を使用した負荷試験による運転特性比較
エアコンの負荷試験において，負荷の消費側の条件，すなわち供試機の運転方法は消費者が行う操作から選択されるべきである．試験結果に影響する可能性があるパラメータを選んで負荷試験による差異を検証した．ここでは同一試験設備により運転リモコンで選択できる設定風速（強風／自動）をパラメータとして相対比較を行った．
1）同一供試機＜供試機１＞による設定風速比較
投入負荷を 50%に減らし設定風速による影響を冷房運転で検証した．Table 2-6 に＜供試機１＞を用いて定格冷房能力の 50%負荷を狙い，設定風速を変え冷房運転による負荷試験で差異を検証した結果を示
す．運転状態は Fig. 2-8 及び Fig. 2-9 のグラフに示す通り定常運転が得られた．
＜供試機１＞における設定風速の違いは室内温度，消費電力に現れており EER への影響が大きいた
め，機器の検証数を増し，機器側の設定方法の検討も必要性が高い．
Table 2-6 Comparison between airflow settings, load factor 50% in cooling, <EUT No.1>

44

Fig. 2-8 Cooling operation, load factor 50％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.１>

Fig. 2-9 Cooling operation, load factor 50％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.１>

2）断続運転領域による設定風速比較
投入負荷を 25%に減らし設定風速による影響を暖房運転で検証した．Table 2-7 に＜供試機１＞を用いて定格暖房能力の 25%負荷を狙い，設定風速を変えて暖房運転による負荷試験で差異を検証した結果を示す．運転状態は Fig. 2-10 及び Fig. 2-11 のグラフに示す通り，25%の負荷において圧縮機の断続運転が発生している．負荷はほぼ同等に与えることができ，平均室温の再現性も良い．設定風速の差は消費電力（COP）と断続運転１サイクル時間に現れている．ただし，＜供試機１＞による結果であり，すべてを代表するものではないため，これらの差異は，供試機を変えて確認する必要性が高い．
Table 2-7 Comparison between airflow settings, load factor 25% in heating, <EUT No.1>

45

Fig. 2-10 Heating operation, load factor 25％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.１>

Fig. 2-11 Heating operation, load factor 25％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.１>）異なる供試機における設定風速比較
負荷の消費側である供試機の設定は，試験者がユーザーの立場で選択できるパラメータとなり，また，供試機の室温制御特性は結果に大きく影響するため，異なる製造メーカの供試機を別にもう一台（＜供試機２＞とする）使用し同一試験設備で相対比較を行った．仕様値を Table 2-8 に示す．
Table 2-8 Specifications ＜EUT No.2>
定格冷房能力(kW)2.8

定格暖房標準能力(kW)

定格冷房消費電力(W)750

定格暖房標準消費電力(W)

865

EER

(3.73)

COP(4.16)

3.6

Table 2-9 に＜供試機２＞の冷房運転で設定風速を変えた＜試験設備１＞による負荷試験結果を示す．
投入負荷は Table 2-9 に参考として付記した従来の JIS 試験結果に合わせた．運転状態は Fig. 2-12 及びFig. 2-13 のグラフに示す通り定常運転となることを確認した．
Table 2-9 Comparison between airflow settings, load factor 100％ in cooling, <EUT No.2>

46

Fig. 2-12 Cooling operation, load factor 100％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-13 Cooling operation, load factor 100％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Table 2-10 に＜供試機２＞の定格冷房能力の 50%負荷を狙い設定風速を変え＜試験設備１＞で負荷試験を行った結果と Fig. 2-14 及び Fig. 2-15 に運転状態を示す．
Table 2-10 Comparison between airflow settings, load factor 50％ in cooling, <EUT No.2>

Fig. 2-14 Cooling operation, load factor 50％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

47

Fig. 2-15 Cooling operation, load factor 50％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Table 2-11 に＜供試機２＞の定格冷房能力の 25%負荷を狙い設定風速を変え＜試験設備１＞で負荷試験を行った結果と Fig. 2-16 及び Fig. 2-17 に運転状態を示す．運転リモコンの設定温度が異なるのは室内温度を 27℃に近づけるように操作したためである．
Table 2-11 Comparison between airflow settings, load factor 25％ in cooling, <EUT No.2>

Fig. 2-16 Cooling operation, load factor 25％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-17 Cooling operation, load factor 25％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

48

＜供試機２＞では定格冷房能力の 50%及び 25%負荷において定常運転することを確認した．＜供試機１＞とは運転特性が異なり，目標とする室温に対する供試機の制御特性の違いが現れている．ここでは，圧縮機の ON／OFF が出現するまで負荷の低減を試みた．
Table 2-12 に＜供試機２＞の定格冷房能力の 15%負荷を狙い設定風速を変え＜試験設備１＞で負荷試験を行った結果と Fig. 2-18 及び Fig. 2-19 に運転状態を示す．
＜供試機２＞において定格冷房能力の 15%負荷で圧縮機の ON／OFF サイクルとなり，また，設定風速により１サイクルの時間が異なっていることを確認した．
Table 2-12 Comparison between airflow settings, load factor 15％ in cooling, <EUT No.2>

Fig. 2-18 Cooling operation, load factor 15％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-19 Cooling operation, load factor 15％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

同様に暖房運転で＜供試機２＞を用い，設定風速を変え＜試験設備１＞で行った負荷試験の結果をTable 2-13 に示す．投入負荷は Table 2-13 に参考として付記した従来の JIS 試験結果に合わせた．運転状
態を Fig. 2-20 及び Fig. 2-21 に示す．

49

Table 2-13 Comparison between airflow settings, load factor 100％ in Heating, <EUT No.2>

暖房運転では運転リモコン設定温度に対して室内温度を暖め気味に運転することが分かり，室内側で室内温度を JIS 暖房標準条件の 20℃に近づけるため，運転リモコンの設定温度を 18.5℃に変更して対応した．グラフより定格暖房能力の 100%付近の運転状態は安定していることが分かる．

Fig. 2-20 Heating operation, load factor 100％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-21 Heating operation, load factor 100％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

50

Table 2-14 に＜供試機２＞の定格暖房能力の 50%負荷を狙い，設定風速を変え＜試験設備１＞で行った負荷試験結果と Fig. 2-22 及び Fig. 2-23 に運転状態を示す．
Table 2-14 Comparison between airflow settings, load factor 50％ in Heating, <EUT No.2>

Fig. 2-22 Heating operation, load factor 50％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-23 Heating operation, load factor 50％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

51

Table 2-15 に＜供試機２＞の定格暖房能力の 25%負荷を狙い，設定風速を変え＜試験設備１＞で行った負荷試験結果と Fig. 2-24 及び Fig. 2-25 に運転状態を示す．
Table 2-15 Comparison between airflow settings, load factor 25％ in Heating, <EUT No.2>

Fig. 2-24 Heating operation, load factor 25％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-25 Heating operation, load factor 25％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>＜供試機２＞では冷房運転と同様に暖房運転においても 25%負荷まで定常運転を行っていたので，圧縮機の ON／OFF 運転を確認するため，さらに投入負荷を減らして運転状況を確認した．

52

Table 2-16 に＜供試機２＞の定格暖房能力の 15%負荷を狙い，設定風速を変え＜試験設備１＞で行った負荷試験結果と Fig. 2-26 及び Fig. 2-27 に運転状態を示す．
Table 2-16 Comparison between airflow settings, load factor 15％ in Heating, <EUT No.2>

Fig. 2-26 Heating operation, load factor 15％, airflow High, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

Fig. 2-27 Heating operation, load factor 15％, airflow Automatic, indoor air temperature and capacity <EUT No.2>

定格暖房能力の 15%負荷では設定風速によって安定状態に差異が見られた．圧縮機の ON／OFF 運転を確認するため，さらに投入負荷の低減を試みた．定格暖房能力の 10%に減少させると，設定風速によらず圧縮機の ON／OFF 運転となった．１サイクルの時間は，強風：13 分／自動：15 分の断続運転となった．

53

4）供試機による差異分析
本報告では平衡式室形熱量計を用いて供試機の運転リモコン設定による差異を同一設備において相対比較を行った．非定常サイクルや断続運転では設備の熱容量が結果に影響することが分かっているが，安定領域では供試機の運転特性の相対比較は可能と考える．＜供試機１＞と＜供試機２＞について平衡式室形熱量計＜試験設備１＞で測定した結果をエネルギー消費効率で比較した．
負荷試験では供試機の吸込空気温度（乾球温度・湿球温度）を JIS 試験レベルに合わせることは困難であるが，できる限り運転リモコンの設定温度で調整し JIS 試験の空気温度に近づけた．ただし，冷房
運転の空調負荷率 50%以下において供試機の吹出温度が露点に満たない場合は湿球温度を成り行きで測定した．
Table 2-17 及び Table 2-18 は，＜供試機１＞について冷房及び暖房運転で行った負荷試験の代表デー
タを空調負荷率毎に設定風速，エネルギー消費効率で整理したものである．＜試験設備１＞を使用し，それぞれの空調負荷率を投入負荷の目標値として設定風速の違いを見るため，極力同じ負荷となるよう供試機を運転しながら試験設備をマニュアルで調節した．
表中の同一空調負荷率における運転リモコンの設定温度は，設定風速強風及び自動運転で同一である
が，各空調負荷率で運転リモコンの設定温度は室内温度を JIS 試験の標準条件（冷房 27℃／暖房 20℃）に近づけるため調節しており全て同一の設定温度ではない．投入負荷は比較的良く合わせることができているので，運転特性の違いが現れていると思われる．
Table 2-17 Comparison between airflow settings in cooling <EUT No.1>

Table 2-18 Comparison between airflow settings in heating <EUT No.1>

Fig. 2-28 で空調負荷率を横軸に取りエネルギー消費効率を比較した．設定風速による運転特性に差異が見られることが分かる．

Fig. 2-28 Energy efficiency comparison <EUI No.1>

Table 2-19 及び Table 2-20 は，同様に＜供試機２＞について行った負荷試験の代表データを空調負荷率毎に設定風速，エネルギー消費効率で整理したものである．マニュアルによる投入負荷調節のため，投入負荷には 0.5～5%程度の差異が発生しており負荷の合わせ込みは難しい．
運転リモコンの設定温度によって室内温度を調節するため，JIS 試験における標準条件にぴったり合わせることは困難であるが，概ね乾球温度，湿球温度で±0.3 の範囲を狙うことができた．ただし，冷房
54

運転における空調負荷率の小さい領域では，吹出温度が露点温度以上となるため，能力に影響のない領域では安定的な投入負荷を優先させるため湿球温度は成り行きとする方が良いと思われる．
Table 2-19 Comparison between airflow settings in cooling <EUT No.2>

Table 2-20

Comparison between airflow settings in heating <EUT No.2>

Fig. 2-29 で空調負荷率を横軸に取りエネルギー消費効率を比較した．設定風速による運転特性に差異が見られるのと，＜供試機２＞では断続運転領域で冷房運転と暖房運転に運転特性の差異が見られる．

Fig. 2-29 Energy efficiency comparison <EUI No.2>

5）結果のまとめ
平衡式室形熱量計による負荷試験では，供試機の制御特性により室温変動や圧縮機 ON／OFF が発生した場合，試験設備の熱容量の影響を受けることが分かっている．したがって，定量的な評価には課題が残り，この課題を取り除く手段は現時点で見当たらない．この課題は設備に依存するところが大きいが，将来的に解決できた際，次に重要となるのは供試機をどういう条件で運転するのが良いかという評
価対象側の条件設定と考えられる．
市場における供試機の運転パターンは様々であるが，運転モード（冷房・暖房）の決定後，次に設定
温度，風速，風向の組合せが殆どと思われ，本報告では，特に運転リモコンの設定風速を変えて負荷試
験による相対比較を行った．今回の試験で以下の知見が得られた．
①本報告における設定風速は結果に影響を及ぼした．供試機の最大風量と実用上選択される設定風
速として選択した運転に差異が発生しているので，評価上重要な因子である．
②市場における実据付け状態と試験設備への設置状態で室内温度分布が異なるため，供試機の室温制
御と運転リモコンの設定温度との関係にズレが生じると思われ，測定条件の合わせ込みに運転リモ
コンによる設定温度変更の操作が多くなる．
③供試機の室温制御が安定する状態であれば相対評価が可能と考える．ただし，JIS 試験のように空気条件を満足するのは困難なため，運転特性全体を評価する試験方法として捉える方が良い．
55

④本報告で行ったマニュアルの負荷調整は自動化できると考えられるが，室内温度制御は供試機が行い空気条件は供試機の室温制御に委ねられるため，JIS 試験レベルの室内温度に合わせるのは難し
いと思われる．
2.4. 空気エンタルピー測定装置による負荷試験の可能性
本項では空気エンタルピー測定装置を用いてどのように負荷試験を行うのが良いか，また，圧縮機周波数を固定しないで能力特性をどのように計測できるか，平衡式室形熱量計の負荷試験では計測に時間が掛かるため，試験を効率的に行う方法はないかを検証することを目的に試験を行った．
供試機の設定温度と吸込空気温度との差異をパラメータと仮定し，空気エンタルピー測定装置＜試験設備３＞を用いて運転リモコン操作のみで供試機を運転し相対比較を行った．今回使用した空気
エンタルピー測定装置は，室温調節用の冷却装置に直膨式の冷凍機を用いた一般的に存在する仕様の装置で，平衡式室形熱量計のように冷却側を固定できない設備である．したがって，設備側に投入した負荷の熱量は分からないが，供試機の圧縮機周波数は固定せず任意の条件で運転し，吸込空気と吹出空気のエンタルピー差より供試機側で消費した負荷として評価することとした．
1）試験条件
Table 2-21 に供試機及び設備側の条件設定を示す．供試機は圧縮機周波数を固定せずに運転し，吸込空気の条件は設備側の調節計により乾球温度，湿球温度を調節した．
Table 2-21 Test conditions with air enthalpy measuring equipment＜供試機２＞
圧縮機周波数非固定

室内側空気条件
設備制御

室外側空気条件
設備制御

空気エンタルピー測定装置で圧縮機周波数を固定せずに供試機を運転する場合も様々な供試機の運転パターンが考えられるが，まず，試験設備の特性影響を考察するため，供試機側の設定条件を運転リ
モコンの設定温度と吸込空気温度との差のみとし，設定風速は強風に固定，他の設定は変えず，この差をパラメータとする有効性の評価に特化して試験を行った．
2）冷房運転測定結果
冷房運転の測定を Table 2-22 の方法で行った．供試機の設定温度と吸込空気温度との差をパラメータとし，供試機の運転状態，室温の安定状況を考察すことを目的とした．
Table 2-22 Procedure of air enthalpy in cooling operation
供試機設定温度
室内側吸込温度27℃｜吸込温度－設定温度｜をパラメータとし、0～3(deg)を目安に変動させる（湿球温度：標準条件と相対湿度を合わせる）

室外側温度

乾球温度 35℃ ／ 湿球温度 24℃

能力測定

空気エンタルピーを測定（室温が変動する場合は積算による）

Fig. 2-30 Characteristics of temperature difference between indoor air temperatureand setting vs cooling capacity, airflow High56

Fig. 2-30 に＜供試機２＞の冷房運転特性測定結果を示す．吸込温度が運転リモコンの設定温度を下回っていても冷房能力は定格能力（図中の赤破線）近傍にあり，吸込温度が設定温度よりも 1.5℃以上低くならないと能力が絞られない結果となった．逆に，吸込温度が設定温度よりも-0.5℃以上高いと定格能
力の近傍またはそれよりも大きな能力で運転している．

Fig. 2-31 Characteristics of indoor air temperature variation vs cooling capacity, airflow High

Fig. 2-31 は運転リモコンの設定温度（27℃）に対して吸込空気温度を 0.5℃刻みで下げた場合の運転状況をグラフにしたものである．吸込温度を 24.5℃まで下げると供試機は停止した．また，吸込温度を24.8℃に上げることにより冷房運転が再開した．図中｜ ｜間の冷房能力は 454W，消費電力は 144W でこの供試機の最小能力近傍と思われる．これらの結果より以下に考察する．
①供試機は温度差 -2deg まで定常運転をしており，室温制御的には安定状態を保っている．
②供試機の吸込温度は設備側の調節計により一定になるよう制御されているため，運転リモコン設
定温度との差が常に維持される．
③供試機の室温制御において運転リモコン設定温度との差が変わらないため，供試機側が能力不足
または能力超過を連続的に認識した運転になっている．
④供試機の吸込温度と設定温度差を 0.5℃刻みで調整したが，この調整幅が大きすぎた可能性がある（中間性能近傍の運転が現れない）．
ただし，国内のエアコンメーカの中から選んだ任意の１種類の機種であり代表する結果ではないので，推測の範囲内での考察である．
）除霜を伴う暖房運転測定結果
暖房運転の試験は Table 2-23 の方法で行った．供試機の設定温度と吸込空気温度との差をパラメータとし，冷房運転と同様に供試機の運転状態，室温の安定状況を考察すことを目的とした．

57

Table 2-23 Procedure of air enthalpy in heating operation
室内側吸込温度

乾球温度 20℃ ／ 湿球温度 14.5℃

供試機設定温度｜吸込温度－設定温度｜をパラメータとし、0～3(deg)を目安に変動させる

室外側温度

乾球温度 2℃ ・湿球温度 1℃ ／ 乾球温度 7℃ ・湿球温度 6℃

能力測定

空気エンタルピーを測定（室温が変動する場合は積算による）

Fig. 2-32 に＜供試機２＞の暖房低温条件において運転リモコン設定温度と吸込温度差を変え暖房能力を測定した結果を示す．

Fig. 2-32 Characteristics of temperature difference between indoor air temperatureand setting vs heating capacity with defrosting, airflow High

吸込空気温度を一定にして，運転リモコンの設定温度を＋0.5～10 deg の範囲で高く設定し暖房能力を測定した．運転リモコン設定温度－吸込空気温度≧1.5deg の領域では暖房能力の変動は殆どなく，1deg
以下に設定温度を下げると暖房能力は低下し，除霜の間隔が 42 分から 72 分に伸びた．しかし，暖房能力の低下は小さく，運転リモコン設定温度がプラス側の領域では暖房能力は定格暖房低温能力（図中の赤破線）近傍にある．この結果より以下に考察する．
①供試機は平衡式室形熱量計による計測時に，暖房運転時は高め（あたため気味）の室温制御をすることが分かっており，暖房低温条件においても同様の運転状態になっている．
②供試機の吸込温度は一定になるよう設備側で制御されており，設定温度との差が常に残された室
温制御となるため，供試機側で能力不足を連続的に認識した結果により暖房運転が継続される．
4）除霜を伴わない暖房運転測定結果

Fig. 2-33 Characteristics of temperature difference between indoor air temperatureand setting vs heating capacity without defrosting, airflow High58

Fig. 2-33 に＜供試機２＞の暖房標準条件において運転リモコン設定温度と吸込空気温度との差を変え暖房能力を測定した結果を示す．
供試機は平衡式室形熱量計による計測時に，暖房運転時は高め（あたため気味）の室温制御をすることが分かっており，ここでは運転リモコンの設定温度を吸込空気温度より下げた領域で暖房能力測定を行うようにした．その結果，運転リモコン設定温度－吸込空気温度≧‐2deg まで暖房運転を行っている．
この結果より以下に考察する．
①供試機は温度差 -1.5deg まで定常運転をしており，室温制御的にはほぼ状態を保っている．
②運転リモコン設定温度を-2deg に下げると暖房能力の変動が発生，最小能力近傍の運転と推定．
③供試機の吸込温度は一定になるよう設備側で制御されており，設定温度との差は常に残された室
温制御となるが，冷房運転とは異なり、この温度差により，定格暖房標準能力（図中の赤破線）よりも小さい中間性能領域が現れたのは冷房運転との室温制御特性の違いと思われる．
④冷房運転と比較して同一温度差における能力のバラつきが見られる．エアコンの再立ち上げや設
定温度変更時に起きていたが原因は推定できない．
5）結果のまとめエアコンに対する負荷を設定温度と吸込空気温度との差で捉え，これを変数として測定した能力の特性を評価した．供試機サンプルが少ないため代表する結果になっていないが，この変数と冷暖房能力との相関関係はあるものの，関係性を定量的に結びつけるまでには至らなかった．
大きく影響するのは供試機の室温制御方法であるが，吸込温度と運転リモコン設定温度との差により能力が調整されるインバータエアコンの特性以外に，市場での使い方を配慮したエアコンメーカ独自の仕様が盛り込まれていると，設備と供試機の操作方法の両側面からの影響度合いを見出さなければならない．
早稲田大学が開発した数理的性能評価手法 2-1)では空気エンタルピー測定装置が計測に用いられ，室内空気条件を演算する仮想室内モデルによって供試機へ吸込空気条件がインプットされる．そのシステ
ムと本報告の測定方法との違いは，本報告の場合，ある釣り合い点における計測が行われているのは同
じでも，投入される負荷が予測管理されているかどうかという点で大きな違いがある．
例えば，冷房運転の検証において運転リモコンの設定温度に対して，本報告による方法で吸込空気温度を下げると，ある温度（検証では 24.5℃）で供試機は冷房運転を停止するが運転を再開しない（Fig.
2-31）．一方，前述の仮想室内モデルではこのような状況の場合，供試機が停止すると仮想室内モデルの演算において室内空気温度は上昇し，その結果運転を再開することになる．
2.4.4 空気エンタルピー測定装置を用いた負荷試験の課題
1）設備装置空気エンタルピー測定装置は，ルームエアコンからビル用マルチまで幅広い能力帯において測定が可能であり，供試機の風量測定や吸込，吹出空気温度の計測のため平衡式室形熱量計に比べて不確かさ数
値が大きくなる要因はあるものの，設備面で試験室の二重構造が不要で直膨式冷凍機を冷却用に採用できるため設備コストを抑えられる．そういう面では，負荷試験は空気エンタルピー測定装置においても測定可能な手法でなくてはならない．
2）課題抽出と対応
本報告で使用した試験設備は一般的な空気エンタルピー測定装置の設備であり，本試験結果からの課
題は国内の多くの設備に共通な課題として抽出できる．主要な課題は以下の通りと考えられる．
①冷却設備に直膨式冷凍機を使用しているため，投入熱負荷の固定は困難であり負荷の値が不明②平衡式室形熱量計のような試験室からの熱漏洩を計測システムに配慮していない設備
この二つの課題に対し，エアコンへの投入熱負荷の目標値を設定しコントロールができることは必要であり，仮にエンタルピー測定装置で設備側が投入する熱負荷を測定することができる場合には，様々な大きさで作られる空気エンタルピー測定装置において，平衡式室形熱量計で課題となった供試機の室温制御に試験設備の熱容量の影響が発生しない新たな手法や考え方を考案しなくてはならない．本報告では，熱負荷を供試機の設定温度と吸込空気温度との差に置き換えたが，潜熱は考慮せずに実施した．
59

また，この差の大きさと能力との間の関係性が定量的に評価できていない．今後も，圧縮機周波数を固定しない試験方法という観点で取組みを継続したい．

参考文献
2-1) JSRAE，https://www.jsrae.or.jp/committee/jisedai_R/jisedai_R.html

60

3
.1

東京大学の成果

環境試験室の概要

東京大学のルームエアコン用カロリーメータは，試験棟内に設置されており，棟内の温度は制御可能である．カロリーメータは，定格冷房能力 4kW のルームエアコンを対象に JIS B8615-1:1999「エアコンディショナ－第 1 部：直吹き形エアコンディショナとヒートポンプ－定格性能及び運転性能試験方法」，
JIS C9612:2005「ルームエアコンディショナ」に定められた試験（以下，標準試験と記す）及び，負荷試
験を行うことができる．受風チャンバを用いる空気エンタルピー法と，熱バランス法の両方で供試機の能力を測定できる．Table 3-1, 3-2, 3-3 にそれぞれ東京大学のカロリーメータの大きさ，仕様，試験の種類についてまとめている．

Table 3-1 Calorimeter dimensions
Indoor unit room

Heat balance type

3 900W×3 450D×2 800H（37.67m3）

Outdoor unit room―

3 900W×3 450D×2 800H（37.67m3）

Table 3-2

Calorimeter specifications

Indoor unit room temperature (°C)
Outdoor unit room temperature (°C)
Applied load (kW)
Accuracy(difference
betweenprocessed heat and applied load heat)Air conditioner capacity measurement
method20 ‒ 27-7 ‒ 35
・Cooling: 0.6 ‒ 4.0 (SHF: 0.6 ‒ 1.0)
・Heating: 0.6 ‒ 5.0
Within ±5% at standard test
Within ±10% at load test
・Air-enthalpy method・Heat balance method

Table 3-3 Test types• Load test (Test in which the amount of heatload is controlled under constanttemperature and humidity conditions)• Performance test
• Calorimeter test

・Unsteady test (Cooling/Heating)・Steady test (Cooling/Heating)・Unsteady test (Defrost test)
・Heat balance test
・Heat leakage coefficient test

Figs. 3-1～3-4 に試験棟内のカロリーメータ，室外側，室内側試験室内部の写真と室内側に設置してある供試機能力測定のための受風チャンバ等の写真を示す．

61

Fig. 3-1

Fig. 3-2

Calorie meter, outdoor unit test room (left), and indoor unit test room (right)

Outdoor unit test room

Fig. 3-3

Indoor unit test room

Fig. 3-4 Wind receiving chamber in the indoor unit test room.2

JIS 試験の結果

JIS 試験に用いた供試機は汎用のルームエアコンである．供試機の仕様を Table 3-4 に示した．なお，供試機は購入先より同時に同機種２台購入し，１台は日本空調冷凍研究所にて１台は東大にて JIS 試験
に用いた．
62

Table 3-4 Test machine specifications
Inverter type room air conditioner
Rated capacity (kW)
Cooling
Electric power consumption (W)Standard
Rated capacity (kW)Low temperature
HeatingStandard
Power consumption (W)Low temperature
Annual performance factor (APF)

2.8
800
3.6
3.5
910
1 320
5.8

Table 3-5 Cooling test conditions
Standard cooling test (JIS B 8615-1:2013)
Dry-bulb temperature (°C)
Indoor unit room air
Wet-bulb temperature (°C)
CollingDry-bulb temperature (°C)
Outdoor unit room air
Wet-bulb temperature (°C)
Air temperature outside the27environmental test chamber (°C)

27
19
35
24

Table 3-6 Heating test conditions
Standard cooling test (JIS B 8615-1:2013)
Dry-bulb temperature (°C)
Indoor unit room air
Heating
Wet-bulb temperature (°C)
Dry-bulb temperature (°C)
Outdoor unit room air
Wet-bulb temperature (°C)
Air temperature outside the24environmental test chamber (°C)

20
15
7
6

供試機の試験室への設置は JIS 規格（B 8615-1：2013）の機器の据え付けに従い行った．JIS 試験の冷房定格・中間能力試験と暖房定格・中間能力試験は，Table 3-5, 3-6 の冷房能力，暖房能力の試験条件の下で行った．各試験は，JIS 規格（B 8615-1：2013）と性能試験固定モードに従い，圧縮機回転数を固定して行った．能力測定は空気エンタルピー法と熱バランス法の２方法で行った．なお，圧縮機回転数を測定するために，小野測器製のアドバンストタコメータ FT-7200 を用い，圧縮機モーターからの漏洩磁束を測定するセンサーを圧縮機外壁に取り付けた．
Table 3-7, 3-8 に JIS 試験による定格冷房能力，中間冷房能力試験の結果をそれぞれ示した．表内には比較のために同一機種による日空研（日本空調冷凍研究所、JATL）の RAC2（平衡式室形熱量計）による試験結果も併記した．定格能力試験の比較では，冷房能力のカタログ値を基準にすると，日空研の値，
東大の空気エンタルピー法による値と熱バランス法による値はそれぞれ，1.038，1.046，1.052 であり，同様に消費電力は 0.922，0.896，0.919 であり，COP は 1.126，1.169，1.146 であった．また，日空研の冷房能力，消費電力，COP の値を基準にした東大の空気エンタルピー法による値はそれぞれ 1.01，0.97，
1.04 であり，同様に熱バランス法による値は 1.01，0.997，1.02 であった．定格能力の JIS 試験では，東大の空気エンタルピー法による値と日空研の値との差が±4%以内に，熱バランス法における差は±2%以内であることが分かった．
中間冷房能力試験において同様の比較を行うと，日空研の冷房能力，消費電力，COP の値を基準にす
ると，東大の空気エンタルピー法の値はそれぞれ 1.04，0.987，1.05 であり，同様に熱バランス法では1.03，0.996，1.03 であった．中間能力の JIS 試験では，東大の空気エンタルピー法による値は日空研の値との差が±5%以内に，熱バランス法における差は±3%以内であることが分かった．

63

Table 3-7 Results of rated cooling capacity test
Catalog
value

JATL(Heat balance method)

Cooling capacity (W)
2800
2907
Electricity consumption (W)
800
737.5
COP
3.5
3.94
SHF
‒
1.0
Blowing temperature from‒
17.9
the test machine (°C)
Airflow rate (m3/min)‒‒Compressor speed (Hz)‒‒*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

This researchAir-enthalpy method
Heat balance method
2930 (1.01)*
2946 (1.01)
717 (0.97)735 (0.997)
4.09 (1.04)
4.01 (1.02)
1.0
1.0
17.1

‒

13.9
65.0

‒
65.0

Table 3-8 Results of half-cooling capacity test
JATL
(Heat balance method)
Cooling capacity (W)1321Electricity consumption (W)
208.1
COP
6.35
SHF
1.0
Blowing temperature from the22.1
test machine (°C)
Airflow rate (m3/min)‒Compressor speed (Hz)‒*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

This researchAir-enthalpy method
Heat balance method
1368.8 (1.04)*
1356.1 (1.03)
205.4 (0.987)
207.3 (0.996)
6.66 (1.05)
6.54 (1.03)
1.0
1.0
21.4

‒

11.5
23.9

‒
23.9

Table 3-9, 3-10 に JIS 試験による標準暖房能力，中間暖房能力試験の結果を示した．冷房能力の場合と同様に比較すると，暖房能力のカタログ値を基準とし比較すると，日空研の値，東大の空気エンタルピー法による値，熱バランス法による値はそれぞれ 1.031，0.995，1.016 であり，同様に消費電力はそれぞ
れ 0.956，0.948，0.942 であり，COP はそれぞれ 1.078，1.048，1.078 であった．また，日空研の暖房能
力，消費電力，COP の値を基準にした東大の空気エンタルピー法による値はそれぞれ 0.965，0.992，0.972
であり，同様に熱バランス法による値は 0.986，0.986，1.0 であった．暖房の標準能力の JIS 試験では，東大の空気エンタルピー法による値と日空研の値との差が±3.5%以内に，熱バランス法における差は±1.4%以内であることが分かった．
中間暖房能力において同様の比較を行うと，日空研の暖房能力，消費電力，COP のそれぞれの値を基準にすると，東大の空気エンタルピー法の値はそれぞれ 0.973，0.989，0.984 であり，同様に熱バランス法では 0.993，0.981，1.013 であった．中間能力の JIS 試験では，東大の空気エンタルピー法による値と日空研の値との差が±2.7%以内に，熱バランス法における差は±1.9%以内であることが分かった．
Table 3-9 Results of heating rated capacity test
Catalog
value

JATL(Heat balance method)

Heating capacity (W)
3600
3710
Electricity consumption (W)
910
869.5
COP
3.96
4.27
Blowing temperature from‒32.4
the test machine (°C)
Airflow rate (m3/min)‒‒Compressor speed (Hz)‒‒*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

64

This researchAir-enthalpy method
Heat balance method
3581 (0.965)*
3658.5 (0.986)
862.5 (0.992)
856.9 (0.986)
4.15 (0.972)
4.27 (1.0)
32.9

‒

13.6
94.2

‒
94.2

Table 3-10 Results of heating half-capacity test
JATL
(Heat balance method)

This researchAir-enthalpy method
Heat balance method
1614.2 (0.973)*
1647.3 (0.993)
259.0 (0.989)
256.9 (0.981)
6.23 (0.984)
6.41 (1.013)

Heating capacity (W)1659Electricity consumption (W)
261.9
COP
6.33
Blowing temperature from27.3
the test machine (°C)
Airflow rate (m3/min)‒Compressor speed (Hz)‒*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

27.5

‒

10.5
40.0

‒
40.0

以上の結果をまとめると，以下のようになる．
1) 定格・中間冷房能力の JIS 試験において，東大の熱バランス法による試験結果は，日空研の値（エアコン能力，消費電力，COP）との差が±3％以内にあった．東大の空気エンタルピー法による試験
結果は日空研の値との差が±5％以内にあった．
2) 標準・中間暖房能力の JIS 試験において，東大の熱バランス法による試験結果は日空研の値との差が±1.9％以内にあった．東大の空気エンタルピー法の試験結果は日空研の値との差が±3.5%以内にあった．
3) 東大のカロリーメータによる冷暖房の JIS 試験結果を日空研の値と比較し，日空研との差が数％以内であることから，東大のルームエアコン用カロリーメータの精度は良好であることが分かった．

.

熱バランス式による圧縮機回転数非固定の試験

ルームエアコンの圧縮機の回転数を非固定とし，冷暖房の負荷試験を熱バランス法により行った．負荷試験は以下のように行った．Table 3-11, 3-12 に示す乾球・湿球温度条件の下で所定の熱負荷を室内側試験室に与えた後にエアコンを運転する，エアコンはリモコンの設定に従い運転し室内を平衡状態に導く，エアコン能力を求めるときは平衡状態になったところのデータを処理した．なお，負荷試験におけるリモコン設定は Table 3-13 のように設定した．
Table 3-11 Cooling load test conditions
Heat load (kW)
Cooling

Indoor unit room air
Outdoor unit room air

2.8 (1.4)*
Dry-bulb temperature (°C)
Wet-bulb temperature (°C)
Dry-bulb temperature (°C)
Wet-bulb temperature (°C)

27
19
35
24

Air temperature outside the25environmental test chamber (°C)
*Value in parentheses indicates the value for half-load test.

Table 3-12 Heating load test conditions
Heat load (kW)Heating

Indoor unit room air
Outdoor unit room air

3.6 (1.9)*
Dry-bulb temperature (°C)
Wet-bulb temperature (°C)
Dry-bulb temperature (°C)
Wet-bulb temperature (°C)

Air temperature outside the20
environmental test chamber (°C)
*Values in parentheses indicate the values for half-load test.

65

20
15
7 (12)
6 (10.34)

Table 3-13 Remote controller settings
Operation
Cooling/Heating
Airflow mode
StrongWind direction (1 ‒ 5)
3
Temperature (°C)
27 (18, 20)*
* Values in parentheses indicate the value for heating operation.

定格冷房負荷試験，中間冷房負荷試験のトレンドグラフを Fig. 3-5, 3-6 にそれぞれ示した．Fig. 3-5 の冷房負荷（2.8kW）の場合は，周期約 180 分の減衰振動（消費電力，圧縮機回転数）が発生していると共に，室内側乾球・湿球温度は逆位相で振動しているのが分かる．平衡状態には 20 時間以上かかっている．中間の冷房負荷（1.4kW）では，Fig. 3-6 に示すように減衰振動は１周期半で収まり約 4 時間で平衡状態になっている．

Electric powerDry-bulb temp. in
outdoor unit room
Dry-bulb temp. inindoor unit room
Wet-bulb temp. inindoor unit room
Compressor speed

Time (min)Fig. 3-5 Trend graph of rated cooling load test (2.8kW)
Dry-bulb temp. in
outdoor unit room
Dry-bulb temp. inindoor unit room
Wet-bulb temp. inindoor unit room

Electric power

Compressor speed

Time (min)Fig. 3-6 Trend graph of half-cooling load test (1.4kW)
66

定格冷房負荷と中間中間負荷試験結果を Table 3-14, 3-15 に示した．Table 3-14 中の室内側乾球／湿球(DB/WB)温度は，平衡状態では表に示す温湿度に安定していた．また，同条件下の日空研（JATL）の試
験状態は振動が持続するのに対して，東大の試験は減衰振動後に平衡状態となった．日空研の試験ではリモコンによる風速設定は（パワフル＋自動）であった．日空研の冷房能力，消費電力，COP の値を基準にしたときの東大の値はそれぞれ 1.042，0.898，1.161 であった．中間冷房負荷試験は日空研，東大共に平衡状態に至った．中間冷房負荷試験の日空研の冷房能力，消費電力，COP の値を基準にしたとき，東大の数値はそれぞれ 1.022，1.352，0.757 であった．定格冷房，中間冷房負荷試験において，東大と日空研の COP の差はそれぞれ 16.1%，-35.2%であることが分かった．平衡状態における室内側乾球温度は成り行きとなるが，リモコン温度設定 27°C で日空研と東大の試験結果によると両者ともに，定格負荷で 27°C よりやや高め，中間負荷ではやや低めとなった．
Table 3-14 Results of rated cooling load test (2.8kW)
JATL
This study
Heat load (W)2804
2922 (1.042)*
Electricity consumption (W)884
794 (0.898)
COP
3.17
3.68 (1.161)
SHF
0.8
1.0
Indoor DB/Wb temperature (°C)
27.9/18.6
27.2/18.0
3
Airflow rate (m /min)
69.7
70.6
State
CyclicStable*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

Table 3-15 Results of half-cooling load test (1.4kW)
JATL
Heat load (W)1414Electricity consumption (W)
213
COP
6.63
SHF
0.99
Indoor DB/Wb temperature (°C)
26.7/18.7
3
Airflow rate (m /min)
22.9
State
Stable*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

This study
1444.6 (1.022)*
287.9 (1.352)
5.02 (0.757)
1.0
26.8/18.4
27.9
Stable

標準・中間暖房負荷試験においては，振動が起こることはなかった．標準負荷試験において，日空研の暖房能力，消費電力，COP の値を基準にしたとき，東大の値はそれぞれ 1.031，0.989，1.024 であった．東大の値と日空研の値との差は±3.1%以内であることが分かった．中間暖房負荷試験では，日空研の暖房能力，消費電力，COP の値を基準にしたとき，東大の値はそれぞれ 1.011，0.975，1.036 であった．従って，東大と日空研の COP の差は±3.6%以内であることが分かった．Table 3-16, 3-17 より室内側
乾球温度はリモコン設定温度より約 1～2°C 高くなった．

67

Table 3-16 Results of standard heating load test (3.6kW)
JATL
This study
Heat load (W)36003647 (1.031)*
Electricity consumption (W)1070
1058 (0.989)
COP
3.37
3.45 (1.024)
Remote control temperature setting (°C)
20
20Indoor DB/Wb temperature (°C)
21.6/15.9
21.1/16.6
Airflow rate (m3/min)
89.6
98.4
State
StableStable*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

Table 3-17 Results of half-heating load test (1.9kW)
JATL
Heat load (W)1901Electricity consumption (W)
323
COP
5.89
Remote control temperature setting (°C)
18
Indoor DB/Wb temperature (°C)
19.9/14.8
Airflow rate (m3/min)
39
State
Stable*Values in parentheses indicate the ratio with the JATL value.

This study
1921 (1.011)*
315 (0.975)
6.10 (1.036)
18
19.3/14.5
42.3
Stable以上の結果をまとめると，以下のとおりである．
1) 定格・中間冷房負荷試験を圧縮機回転数を固定しないで熱バランス法により行い，日空研の結果と比較した．定格冷房負荷試験では振動が発生した．定格・中間冷房負荷試験における東大と日空研の COP 値との差はそれぞれ 16.1%，-35.2%であった．
2) 標準・中間暖房負荷試験を圧縮機回転数を固定しないで熱バランス法により行い，日空研の結果と比較した．標準・中間暖房負荷試験における東大と日空研の COP の差はそれぞれ±3.1%，±3.6%以内であった．

68

.4 空気エンタルピー式環境試験室の改良.4.1 環境試験室の改良の概要
東京大学に設置されているエアコン試験室（カロリーメータ）は，空気エンタルピー式測定も熱バランス式測定もできるようになっている．空気エンタルピー式測定は，室内機試験室内に受風室が設置され，室内機から吹き出す空気が捕集され，空気の乾球温度，湿球温度と流量が測定される．室内機試験
室の空気の乾球温度と湿球温度から計算されるエンタルピーと室内機から吹き出す空気のエンタルピーとの差と空気流量から，エアコンが発揮している能力が計測される．JIS C 9612：2013 で規定するエアコンの性能試験（以後，「JIS 試験」と呼ぶ．）のように圧縮機の回転数を固定して性能試験をする場合には，エアコンが消費する電力と冷暖房能力を計測することによって COP が測定される．空気エンタ
ルピー式測定は，圧縮機回転数を固定する試験に適しており，広く普及している．通常の空気エンタル
ピー式測定では，熱負荷を与える機能がないため，圧縮機回転数を固定しない負荷試験を行うことはできない．本研究では負荷試験を行うために試験室の運転を改良した．東京大学の空気エンタルピー式試
験室の概略を Fig. 3-6 に示す．環境試験室は JIS B 8615-1 に準拠しており，冷房熱量は 0.6～4.0kW，暖房熱量は 0.6～5.0kW である．

Outdoor unit room

Indoor unit room

T1
X1

Indoor unit
Wind tunnel

Outdoor unit

X
TR

M
Q

Air conditioner

Air conditioner

M0
Q0

Virtual room

Fig. 3-6 Outline of calorimeter of air enthalpy method.4.2 環境試験室の制御
空気エンタルピー式試験室で負荷試験を行うために，仮想的なエアコンの設置室を考え，その部屋に一定の熱負荷がかかっていると想定する．仮想室にエアコンが設置されていると考え，その発揮している能力は受風室により測定される．熱負荷とエアコン能力の差によって，仮想室の温度が変化すると考える．従って，計算された仮想室温度と同じ温度の空気を室内機室に吹き出すように試験室の運転ソフトを改修した．こうすれば，仮想室の熱負荷とエアコンの能力が一致するようになり，室内機室の温度は安定化する．ただし，安定した室内機室温度が指定の温度に近づけるために，エアコンのコントロー
ラの設定温度を調整する．湿度制御についても，仮想室内の水分量を除湿負荷とエアコンの除湿結果の差から計算し，試験室吹き出し空気の湿度を制御する．
以上の空気エンタルピー式試験室の運転方法のブロック図は Fig. 3-7 のように表される．冷房時の仮
想室の温度の変化は式(3-1)のように表される．
𝑑𝑇

(3-1)

𝐶 𝑑𝑡𝑅 = (𝑄𝐶0 − 𝑄𝐿0 ) − (𝑄 − 𝑄𝐿 )熱容量 C の仮想室の室温 TR の変化は熱負荷𝑄0の顕熱分とエアコンが発揮している能力𝑄の顕熱分の差で変化すると考える．𝑄𝐿0は潜熱負荷，𝑄𝐿 はエアコンが発揮している潜熱能力である．JIS 試験では負荷の顕熱比を定めていないので，現状では仮想室の湿度の管理をすることができない．そこで本研究では，𝑄𝐿0 = 𝑄𝐿 と考え，式(3-2)が得られる．
𝐶

𝑑𝑇𝑅
𝑑𝑡

(3-2)

= 𝑄𝐶0 − 𝑄

暖房運転については，潜熱処理がされないので，仮想室の温度変化は式(3-3)のようになる．
69

𝑑𝑇

(3-3)

𝐶 𝑑𝑡𝑅 = 𝑄 − 𝑄𝐻0

冷房運転における仮想室内の空気の絶対湿度 X の変化は要求除湿量𝑀0とエアコンの除湿量 M の差から計算され，式(3-4)で表される．
𝑑𝑋

(3-4)

𝐶𝑀 𝑑𝑡 = 𝑀0 − 𝑀

ここでも，JIS C 9612：2013 では潜熱処理に関する規定がないので，𝑀0 = 𝑀と考えると，仮想室内の空気の絶対湿度は時間により変化せず，一定となる．
Fig. 3-7 のブロック図にあるように，仮想室内の温度や湿度を計算して，環境試験室の吹き出し温度や湿度を指定するとき，環境試験室の規模や構造により，室内機室の温度や湿度の変化に時間遅れが生じる可能性がある．今回使用した室内機室温度の時間遅れは 1 分以内であったため，制御上の対応をしな
かった．

Q0

Virtual
room

M0

TR

T1
Calorimeter

Tw1

Tw1

Room airconditioner
T2 Tw2Q
M

Wind
tunnelFig. 3-7 Block diagram of calorimeter.5

静的負荷試験法.5.1 試験条件
供試エアコンは定格冷房能力 2.8kW，定格暖房能力 3.6kW の普及モデルである．風量設定には自動，
強，中，弱，パワフルの 5 つのモードがある．パワフルモードは急速に冷房ないし暖房をするときに使われるモードであるが，JIS 試験でも用いられるモードと推測される．供試エアコンを標準的な 10 畳の部屋（高さ 2.7 m）に設置すると，室内の体積は 49.2 m3 であり，室内の空気のみの熱容量は 58 kJ/K である．実際の室内は，壁，床，天井などで囲まれているため，エアコンの負荷を与える空間の熱容量は空気の熱容量より大きくなる．この熱容量が大きいほど，室内温度の変化はゆっくりしたものになることから，環境試験室の動作は安定化する効果がある．仮想室の熱容量を増やして，200，400，600kJ/K の
3 種類について動作を検証した．試験条件の一覧を Table 3-18 に示す．外気の温湿度条件や室内の温湿度条件は，JIS C 9612：2013 で規定されている値を用いた．加えて，低温暖房試験も実施した．
Table 3-18 Experimental conditions
Airflow mode C=200 kJ/K C=400 kJ/K C=600 kJ/K
Powerful
〇 △
〇 △
〇 △
Rated
Strong〇 △capacity
Automatic〇 △Powerful
〇 △
〇 △
〇 △
Half
Strong〇 △〇 △〇 △capacity
Automatic〇 △Powerful
〇
〇
〇 △
25%
Strong〇〇〇 △capacity
Automatic〇〇〇 △Symbols 〇 and △ mean the cooling and heating experiments, respectively.
Capacity70

.5.2 仮想室の熱容量の影響
エアコンを設置する部屋の大きさが変わっても熱負荷や温度条件が同じであれば，COP などの性能は変化しないと考えられる．従って，仮想室の熱容量を変化させることは，環境試験室を安定に運転することに影響を与えるが，熱負荷や温度条件が同じで，安定な運転が実現されるときには COP には影響を与えないと考えた．本研究では，仮想室の構造などの情報は必要でなく，熱容量だけ分かればよい．
仮想室の熱容量の影響は中間能力試験に大きく出ていたので，その効果を冷暖房の中間能力試験で検討した．中間冷房負荷試験において，風速モードがパワフルで C=200～600kJ/K の結果を Table 3-19 に，
強モードの結果を Table 3-20 に示す．室内機室温度 Tin が 27℃になるようにコントローラ設定温度 Tset を調整したが，供試機の設定温度刻みは 1℃であることもあって，Tin を調整しきれなかった．パワフルモ
ードにおいて，風量は 13.7m3/min で JIS 試験の 11.5m3/min より大きい，しかし負荷試験の COP は JIS 試
験より 1.5～1.8 小さかった．C=200kJ/K の COP が他（C=400, 600kJ/K）よりやや高いのは，圧縮機回転数が小さく消費電力が小さくなったためと考えられる．強モードの場合，風量は JIS 試験の風量11.5m3/min より小さく約 10 m3/min であった．C= 200kJ/K で圧縮機の断続運転となったが，C> 400kJ/K
でエアコンは安定状態となった．C= 200kJ/K の COP は 4.33 に対して，安定状態の C= 400, 600kJ/K はそれぞれ 5.18 と 5.04 と増加した．ここで，安定状態(Stable)とは圧縮機回転数が微小な変動はしているが大きな変動はなく運転している状態を意味し，不安定状態(Unstable)とは圧縮機回転数がゆっくりと振動している状態を意味する．断続運転状態(On-off)とは，圧縮機が発停を繰り返す状態を意味する．Tableに示された数値は時間平均値である．不安定状態や断続運転状態では，変動の 3 周期分を平均した．
Table 3-21 に中間暖房負荷試験において，パワフルモードで C=200～600kJ/K の結果を, Table 3-22 に
強モードの結果を示した．パワフルモードのとき風量は 12.5 m3/min で JIS 試験の風量 10.5 m3/min より
大きく，強モードのとき 8.0～8.6 m3/min で JIS 試験のときより小さい．COP は強よりパワフルモードが大きかった．両者の COP は JIS 試験のそれより小さかった．両者について，C の増加は変動周期を長くしながら振動状態から減衰振動，そして安定状態となった．振動の減衰は消費電力の低下を導き COP の上昇に繋がる．C=600kJ/K とすると振動は抑制された．

Table 3-20 Effect of heat capacity for strong airflow
mode at half cooling capacity operation

Table 3-19 Effect of heat capacity for powerful airflow
mode at half cooling capacity operation
Test mode

JIS test

JIS test

Test mode

Load test

Load test

Heat capacity (kJ/K)

-

200

400

600

Heat capacity (kJ/K)

-

200

400

600

Cooling load (W)

1368

1367

1355

1386

Cooling load (W)

1368

1349

1373

1353

Power consumption (W)

205

265

277

285

Power consumption (W)

205

312

265

269

COP

6.66

4.33

5.18

5.04

0.971

0.95

0.96

1.01

COP

6.66

5.15

4.89

4.86

SHF

0.971

0.95

1.03

1.02

Airflow rate (m3/min)

11.5

13.7

13.7

13.6

Indoor DB temp. (°C)

27.0

26.6

27.6

SHF
3

27.6

Airflow rate (m /min)

11.5

9.8

10.2

9.9

27.0

26.7

26.8

27.1

Indoor WB temp. (°C)

19.0

19.0

19.2

19.6

Indoor DB temp. (°C)

Outdoor DB temp. (°C)

35.0

35.0

35.0

35.0

Indoor WB temp. (°C)

19.0

20.6

19.8

19.7

Outdoor WB temp. (°C)

24.1

24.0

24.0

24.1

Outdoor DB temp. (°C)

35.0

35.0

35.0

35.0

24.1

24.0

24.0

24.0

Compressor speed (Hz)

24

24

26

26

Outdoor WB temp. (°C)

Controller set temp. (°C)

-

27

27

27

Compressor speed (Hz)

24

31

26

26

Powerful Powerful

PowerfulController set temp. (°C)

-

26

26

26

StableStableAirflow mode-

StrongStrongStrongStableOn-offStableStableAirflow mode
State

StableStableState

71

Table 3-21 Effect of heat capacity for powerful airflow
mode at half heating capacity operation
Test mode

JIS test

Table 3-22 Effect of heat capacity for strong airflow
mode at half heating capacity operation

Load test

Test mode

JIS test

Load test

Heat capacity (kJ/K)

-

200

400

600

Heat capacity (kJ/K)

-

200

400

600

Heating load (W)

1614

1651

1650

1628

Heating load (W)

1614

1657

1659

1609

Power consumption (W)

259

323

319

313

Power consumption (W)

259

346

333

320

COP

6.23

5.11

5.17

5.19

COP

6.23

4.79

4.98

5.02

Airflow rate (m3/min)

10.5

12.5

12.5

12.5

Airflow rate (m3/min)

10.5

8.0

8.0

8.6

Indoor DB temp. (°C)

20.0

20.5

20.4

20.3

Indoor DB temp. (°C)

20.0

20.6

19.4

20.1

Indoor WB temp. (°C)

15.0

15.2

15.1

15.1

Indoor WB temp. (°C)

15.0

15.2

14.8

15.1

Outdoor DB temp. (°C)

7.0

7.0

7.0

7.0

Outdoor DB temp. (°C)

7.0

7.0

7.0

7.0

Outdoor WB temp. (°C)

6.0

6.0

6.0

6.0

Outdoor WB temp. (°C)

6.0

6.0

6.0

6.0

Compressor speed (Hz)

40.0

42

43

42

Compressor speed (Hz)

40.0

44

44

42

Controller set temp. (°C)

-

19

19

19

Controller set temp. (°C)

-

20

19

19

Airflow mode-

PowerfulPowerfulPowerful

Airflow mode-

StrongStrongStrongStableUnstable

Unstable

StableState

StableUnstable

Unstable

StableState.5. 風量設定の影響
冷房の場合について，負荷をパラメータにして風速モードと風量の関係を Fig. 3-8 に，風速モードとCOP の関係を Fig. 3-9 に示す．風量はパワフル，強，自動の順に低下する．定格の JIS 試験の風量はパワフルの時に一致するが，中間の JIS 試験の風量はパワフルと強の中間あたりである．定格負荷の場合を除き，COP は風速モードとの関係ははっきりしない．中間負荷の COP は高く，25%負荷が次にくるように見える．定格負荷のとき，風量の低下は COP の低下と一致している．JIS 試験と負荷試験の定格能
力の COP の違いは小さいが，中間能力の負荷試験の COP は JIS 試験よりかなり低い．
暖房の場合について，風速モードと風量の関係を Fig. 3-10 に，風速モードと COP の関係を Fig. 3-11に示す．パワフル，強，自動の順に風量は低下する．JIS 試験の定格，中間の風量は冷房の場合に比較しやや低下している．中間，25%負荷の COP はほぼ同じでパワフル，強で変わらず，自動では低下がある（Fig. 3-11）．定格負荷の COP は風量強や自動ではパワフルより相当低下している．中間負荷試験の COP
が JIS 試験よりかなり低いのは冷房と同じである．JIS 試験では COP が最大になるような最適なサイク
ルになるように，圧縮機回転数，膨張弁開度などが調整されていると思われる．それに対し，負荷試験のような居室でユーザーが使用していると想定されている運転状況においては，最適な制御が実現されているとは限らない．中間能力負荷試験の COP が JIS 試験より低い理由は，供試機の運転制御に原因があると推測される．

Fig. 3-9 Relationship between airflow mode and
COP for cooling operation at C = 600 kJ/K.

Fig. 3-8 Relationship between airflow mode andairflow rate for cooling operation at C = 600 kJ/K

72

Fig. 3-10 Relationship between airflow mode andairflow rate for heating operation at C = 600 kJ/K.

Fig. 3-11 Relationship between airflow mode and
COP for heating operation at C = 600 kJ/K.

.5.4 低負荷時の断続運転の計測
Fig. 3-12 に 25%冷房負荷における断続運転のトレンドグラフを示す．図中には C=200，400，600kJ/Kの範囲と C に対応したデータ処理範囲（3 周期）を番号 1～3 で示した．Table 3-23 に処理結果を示す．
25%冷房負荷では，圧縮機が on-off する断続運転となったが，on-off によらずエアコンの吹出し風量に大きな変化はなかった．熱容量 C の影響について，C の増加で各変動量が小さくなり(Fig. 3-12)，消費電力も減少し COP は増加するようになる(Table 3-23)．C を大きくすると，COP は上昇する傾向を示す．
Table 3-23 Performance at 25% cooling load operation
Cycle number

1

2

3

Heat capacity (kJ/K)

200

400

600

Cooling load (W)

724

729

737

Power consumption (W)

196

188

183

COP

3.69

3.89

4.04

SHF

1.00

1.00

1.00

Airflow rate (m /min)

5.2

5.2

5.2

Indoor DB temp. (°C)

27.5

27.5

27.5

Indoor WB temp. (°C)

19.4

19.2

19.2

Outdoor DB temp. (°C)

35.0

35.0

35.0

Outdoor WB temp. (°C)

24.0

24.0

24.0

Compressor speed (Hz)

20

20

19

Controller set temp. (°C)

26

26

26

Controller set airflow

Automatic

Automatic

Automatic

On-offOn-offOn-off3

Fig. 3-12 Trend graph for 25% cooling load operation

State.5.5 低温暖房試験
低温条件（外気の乾球温度が 2°C，湿球温度が 1°C）で，熱負荷が 2.6kW（定格冷房能力の 93%）のときの暖房試験のトレンドグラフを Fig. 3-13 に示す．熱負荷は，現 JIS の外気温度 2°C における想定負荷である定格冷房能力の 88%に近い値にするように設定した．仮想室の熱容量は C=600kJ/K としている．
低温暖房試験では外気温度が 2°C であるため，着霜と除霜を繰り返す．エアコン性能の平均数値は着霜と除霜の 3 周期の期間の平均をとった．除霜に入る時期はエアコンの運転に任されており，周期は 82 分であった．Table 3-24 に処理結果を示す．消費電力には除霜中の電気消費も含んでいる．暖房能力については除霜中の能力は含まれていない．これら結果を見ると安定に測定できており，問題はないと考え
られる．

73

Table 3-24 Performance at lowtemperature heating operation
Compressor
speed

圧縮機回転数Electricity
消費電力

Capacity
エアコン能力Data processing
データ整理 period

Time h:min:sFig. 3-13 Trend graph for low-temperature heating operation

Heat capacity (kJ/K)
Heat load (W)Power consumption (W)COP
Airflow rate (m3/min)Indoor DB temp. (°C)
Indoor WB temp. (°C)
Outdoor DB temp. (°C)
Outdoor WB temp. (°C)
Compressor speed (Hz)Controller set airflow
Controller set temp. (°C)
State
On/off period (min)Defrost period (min)

600
2601
964
2.70
7.6
20.3
15.1
2.0
0.9
94
Strong21
on-off82
4.1.5.6 静的負荷試験のまとめ
仮想室の熱容量モデルを用いて，空気エンタルピー法による負荷試験を行った．供試機として定格冷房性能が 2.8kW のエアコンを用いて負荷試験を行い，以下の知見を得た．
1) 既存の空気エンタルピー式環境試験室を改修して静的負荷試験を実施することができた．
2) 仮想室の熱容量が小さいと追従時間は短くなるが，振動的な挙動をとりやすくなる．
3) 今回用いた定格冷房能力 2.8kW のエアコンの性能試験のためには，仮想室の熱容量は，冷房時は低負荷時の断続運転を考慮すると 400kJ/K 以上がよく，600kJ/K が適当であった．
4) 室内外機の風量を上げることによって伝熱性能を上げれば，冷凍サイクルの性能が上昇するのは既知のことである．今回の試験によって風量が COP に影響を与えることが確認された．性能試験に使われる風量については，何らかの基準を設ける必要があることが示唆された．
5) 冷暖房の中間能力性能(COP)について，JIS 試験結果に比べて負荷試験結果はかなり低いことが分かった．その原因は明らかになっていないが，今回使用したエアコンの運転制御に原因がある可能性がある．
6) 断続運転では，熱容量により変動振幅，周期，COP は影響を受ける．熱容量をある程度大きくすると，その影響は小さくなる．
7) 着霜・除霜を伴う低温暖房試験を行い，特に大きな問題は発見されなかった．

74

.6

動的負荷試験法.6.1 試験条件
動的負荷試験については，ドイツ BAM の Palkowski ら 3-1)によって報告されている．対象は地下熱熱源（水熱源）あるいは空気熱源の暖房用給湯ヒートポンプである．熱源温度と負荷率(PLR)，給湯温度の関係は EN 14825 に従って Fig. 3-14 のように設定されている．負荷率は熱源温度-10～15℃に対して 100～3%の範囲で線形に変化させている．Fig. 3-15 のように段階的にこれらパラメータを変更して，ヒート
ポンプの性能を試験している．熱源温度は 1 ステップで 1.4℃程度変化させ，１つの熱源温度で 5 時間以上維持して測定しているので，Fig. 3-15 の試験では 6 日要している．

60

1.2
ToutmedToutlow
PLR

1

40

0.8

30

0.6

20

0.4

10

0.2

0
-10

-5

PLR

Tout

50

0
0

Tin

5

10

15

Fig. 3-14 Relationship between the outdoor
temperature and supply temperature and the part
load ratio.

Fig. 3-15 Profiles of the outdoor temperature, supply
temperature at medium and low levels, and the part load
ratio. 3-1)

1.6

1.4

1.25Lc

1.2

Lc

Heat load

10.88Lc0.94Lc0.8

0.75Lc0.75Lc
0.6

0.5Lc

0.5Lc

0.4

0.3Lc

0.3Lc

0.2

0.15Lc0.15Lc0-6 -4 -2 0

2

4

6

8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36
35
Outdoor temperature (°C)

Fig. 3-16 Relationship between the outdoor temperature and the heat load.

本研究では，JIS B 8616：2015 に従って，Fig. 3-16 のように外気温度と負荷率の関係を設定した．縦軸に定格冷房能力を掛けた値が熱負荷となる．動的熱負荷試験のプロファイルについて，以下のように設定した．
(1) 冷房，暖房共に，熱負荷率 15～100%の間を 4 分割して試験を行うこととした．外気温度の全領域における COP 特性を調べるには 5 点測定すれば十分と考えた．
(2) 試験順序としては，負荷率 100%に近い状態から開始し，負荷率 15%まで順に低下させてゆく．その後，負荷率を上げてゆき，負荷率 100%に近い状態に戻ったところで終了する．このように同一75

負荷率試験を 2 回行う理由は，熱負荷を上げてゆく過程の結果と下げてゆく過程の結果が同じ値をとるか調べるためである．再現性をチェックすることになる．
(3) 各外気温度では 3 時間維持して測定することとした．BAM 試験のように 5 時間保持するのでは，
静的負荷試験と変わらないと考えられるからでもある．また，(2)で述べたように，冷房，暖房共に9 点試験することになるが，試験の負担を考え，それぞれ 1 日程度で試験できるほうが好ましいと考え，1 点あたり 3 時間で試験を試みることにした．
(4) 外気温度が着霜する温度域の暖房試験について，着霜・除霜を伴う試験を行うか，着霜を避けて外気温度を 7℃にして試験を行うか検討した．着霜を避けた外気温度での試験点は Fig. 3-16 の外気温
度が 7℃の 2 点である．着霜を避けた外気温度で試験を行うと，外気温度を変更したことによる熱負荷の補正，着霜・除霜をする場合の性能低下の補正などをする必要があり，結果の信頼性が低下する．そこで，本研究では，着霜・除霜を伴う試験を行うこととした．
以上の方針で設定した冷房，暖房の試験プロファイルをそれぞれ Tables 3-25，3-26 に示す．室外温度
は Table 3-25 では乾球温度，Table 3-26 では乾球温度，湿球温度の順に記されており，Lc は定格冷房能力である．供試機は静的負荷試験に用いたものと同じである．
Table 3-25 Profiles of cooling test

Cooling

Table 3-26 Profiles of heating test

Process

Heat loadOutdoortemperature

Process

Heat loadOutdoortemperature

1

Lc

35

1

0.88Lc2/1

20.75Lc32

20.75Lc

4.3/3.3

3

0.5Lc

29

3

0.5Lc

8.5/7.5

4

0.3Lc

26.6

4

0.3Lc

11.9/10.9

5

0.15Lc24.8

50.15Lc14.5/13.5

6

0.3Lc

26.6

6

0.3Lc

11.9/10.9

7

0.5Lc

29

7

0.5Lc

8.5/7.5

8

0.75Lc32

80.75Lc

4.3/3.3

9

Lc

35

9

0.88Lc2/1

Heating.6.2 冷房条件試験結果
静的負荷試験の結果から，仮想室の熱容量を 600kJ/K とすれば安定な試験ができることが分かっているので，3 時間の試験期間中熱容量を 600kJ/K に固定した場合の試験を行った．エアコンリモコンの設
定温度は室内機室温度を 27℃に近づけるように各熱負荷で調整をした．ただし，全試験の熱負荷，仮想
室熱容量，室外温度，リモコンの設定温度は事前にプログラム化し，全自動で試験を実施したので，室
内機室温度が 27℃から乖離している場合もあった．
Fig. 3-17 に試験測定値のトレンドグラフを示す．9 つのプロセスが 3 時間おきに設定されている．データを取得した時刻も表示している．熱負荷が 75%以上のプロセス１，２，８，９のエアコン能力や消費電力を見ると，減衰振動をしていることが分かる．それに対して，中間能力のプロセス３，７では瞬間的に変動している時刻もあるが，おおよそ安定してる．熱負荷が 50%未満のプロセス４～６では，オ
ン・オフ運転をしていることが分かる．特性値を時間平均化処理をした結果を Table 3-27 に示す．大きな周期の変動をしている場合は 1 周期の平均をとり，短い周期のオン・オフ運転をしている場合は 3 周期の平均をとった．
次に，ルームエアコンの負荷追従を早めるために，仮想室の熱容量を最初の 1 時間を 200kJ/K とし，
残りの 2 時間を 600kJ/K として運転した試験の結果のトレンドグラフを Fig. 3-18 に示す．その時間平均値を Table 3-28 に示す．この結果を見ると，熱負荷を変化させた直後の熱負荷や電力消費の変動はあまり小さくなっておらず，安定化には貢献しないように見える．

76

Control output of indoor temperature (ºC)

Indoor wet-bulb temperature (ºC)

Indoor temp.

Airflow rate1

2
Capacity
Capacity (W)Electricity consumption (W)Airflow rate (m 3/min)Compressor speed (Hz)Control output ofindoor temp

8

3

9
4

5

6

7

Compressor
speedElectricity

Time h:min:sFig. 3-17 Trend graph of a dynamic load test for cooling with the constant heat capacity of the virtual room.
Table 3-27 Results of a dynamic load test for cooling with the constant heat capacity of the virtual room.
Process
Heat capacity [kJ/K]
Cooling load (W)Sensible heat load (W)Latent heat load (W)Electricity consumption (W)
COP
SHF
Airflow rate [m3/min]Indoor dry-bulb temp. [ºC]
Indoor wet-bulb temp. [ºC]
Air conditioner outlet dry-bulb temp. [ºC]
Air conditioner outlet wet-bulb temp. [ºC]
Outdoor dry-bulb temp. [ºC]
Outdoor wet-bulb temp. [ºC]
Compressor speed [Hz]Airflow mode
Controller setting temp. (ºC)
State
Averaging period

1
2
600
600
2832
2108
2476
1860
357
249
640
349
4.43
6.05
0.87
0.88
9.7
10.1
28.5
27.7
20.0
20.4
16.2
18.8
15.3
17.1
35.0
32.0
25.0
22.0
60
37
StrongStrong26
26
Vibration Vibration
1
1

3
600
1402
1212
190
189
7.44
0.86
10.0
26.3
19.7
20.5
17.5
29.0
19.0
23
Strong26
Stable
1

77

4
600
843
690
154
115
7.34
0.82
10.1
26.4
20.0
23.1
52.9
26.6
17.1
15
Strong27
on/off
3

5
600
422
287
135
61
6.93
0.68
10.0
25.9
19.7
24.5
53.9
24.8
15.5
7
Strong27
on/off
3

6
600
846
668
179
115
7.38
0.79
10.1
26.4
19.9
23.2
52.6
26.6
16.8
15
Strong27
on/off
3

7
600
1406
1164
241
183
7.67
0.83
10.2
26.3
19.6
20.8
21.3
29.0
19.0
23
Strong26
Stable
1

8
9
600
600
2107
2822
1727
2265
380
557
316
552
6.67
5.11
0.82
0.8
10.3
10.1
27.5
28.1
20.4
20.6
19.4
17.3
20.2
18.3
32.0
35.0
22.0
25.0
34
52
StrongStrong26
26
Vibration Vibration
1
1

Control output of indoor temperature (ºC)

Indoor wet-bulb temperature (ºC)

Airflow rate (m3/min)Outdoor wet-bulb temperature (◦C)

Control output ofindoor temp

Indoor temp.

Outdoor temp.

Airflow rate1
92

Capacity (W)Electricity consumption (W)Compressor speed (Hz)Capacity

8
Electricity

3

7
4

5

6

Compressor
speedTime h:min:sFig. 3-18 Trend graph of a dynamic load test for cooling with the variable heat capacity of the virtual room.
Table 3-28 Results of a dynamic load test for cooling with the variable heat capacity of the virtual room.
Process
1
2
3
4
5
6
7
8
9
Heat capacity [kJ/K]
200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600
Cooling load (W)
2819
2188
1437
879
423
877
1447
2031
2829
Sensible heat load (W)
2303
2067
1448
934
504
921
1446
1994
2314
Latent heat load (W)
515
121
-11
-55
-81
-44
2
37
515
Electricity consumption (W)
818
479
209
139
82
139
217
409
783
COP
3.45
4.56
6.87
6.33
5.16
6.29
6.68
4.96
3.62
SHF
0.82
0.94
1.01
1.06
1.19
1.05
1
0.98
0.82
8.5
9
9.4
10
9.9
10.1
10.2
10.3
8.8
Airflow rate [m3/min]Indoor dry-bulb temp. [ºC]
26.9
27.5
27.3
26.7
27.3
26.7
27.1
26.8
26.8
Indoor wet-bulb temp. [ºC]
19
19.5
20
19.8
20.3
19.7
19.7
19.3
19.1
Air conditioner outlet dry-bulb temp. [ºC]
13.9
16.3
19.9
22.2
24.8
22.3
20.2
17.4
14.2
Air conditioner outlet wet-bulb temp. [ºC]
13.3
15.4
17.6
52.3
56.2
52
20.9
18.3
15.6
Outdoor dry-bulb temp. [ºC]
35
32
29
26.6
24.8
26.6
29
32
35
Outdoor wet-bulb temp. [ºC]
24
20.8
18.8
16.7
15.5
16.6
18.1
21.1
24
Compressor speed [Hz]
71
48
26
19
11
19
26
42
70
Airflow mode
StrongStrongStrongStrongStrongStrongStrongStrongStrongController setting temp. (ºC)
24
25
26
27
28
27
26
25
24
State
Vibration Vibration Stable
On/offOn/offOn/offStable Vibration Vibration
Averaging period
1
1
35min
3
3
3
35min
1
1

仮想室の熱容量を 600kJ/K 一定に保った時の冷房試験結果をまとめて Fig. 3-19 に示す．また，仮想室の熱容量を 200kJ/K から 600kJ/K に変化させた時の冷房試験結果をまとめて Fig. 3-20 に示す．前者の場
合はリモコンの設定温度を熱負荷によって大きく変化はさせなかったため，熱負荷が大きいプロセスで，
室内機室温度が 27℃より大きくなっていた．後者の試験では，リモコンの設定温度を熱負荷によって細かく修正設定したので，室内機室温度を 27℃に設定することができている．各点の測定は熱負荷を減少させる方向で変化させた場合と増加させる方向で変化させた場合の 2 回行っているが，それらの差異は変動が大きい場合（熱負荷が大きい場合）には大きくなることが分かった．その原因は変動による測定精度の悪化によると思われる．Fig. 3-19 と Fig. 3-20 の COP を比較すると大きな差がある．この原因は不明であるが，信頼性は低い．

78

30

9

8

20

5
4

負荷
Cooling load

3

COP
COP
室内温度
Indoor temp.

15
10

2
5

Cooling load[kW], COP

6

8

Indoor temperature(ºC)

Cooling load[kW], COP

25

7

1
0
25

30

35

25
7
6

20

5
4

負荷
Cooling load

3

COP
COP
室内温度
Indoor temp.

15
10

2
5
1

0
20

30

Indoor temperature (ºC)

9

40

0

0

20

Outdoor temperature (ºC)

25

30

35

40

Outdoor temperature (ºC)

Fig. 3-19 Results of the dynamic load test for coolingwith the constant heat capacity of the virtual room.

Fig. 3-20 Results of the dynamic load test for coolingwith the variable heat capacity of the virtual room.

Control output ofindoor temp
Indoor temp.
Airflow rate (m3/min)

Control output of indoor temperature (ºC)

Indoor wet-bulb temperature (ºC)

Outdoor wet-bulb temperature (◦C)

.6. 暖房条件試験結果
仮想室の熱容量を最初の 1 時間を 200kJ/K とし，残りの 2 時間を 600kJ/K として運転して暖房試験をした結果のトレンドグラフを Fig. 3-21 に示す．その時間平均値を Table 3-29 に示す．この結果を見ると，冷房試験と同じように，熱負荷が大きいときに，熱負荷を変化させた直後の熱負荷や電力消費の変動があり，あまり安定化していないように見える．低温で着霜が発生する可能性がある条件（プロセス１，
２，８，９）では，着霜・除霜が行われていることを確認した．

Airflow rate

98Capacity (W)Electricity consumption (W)Compressor speed (Hz)Capacity

2

Electricity
3

4

5

6

7

1

Compressor
speedTime h:min:sFig. 3-21 Trend graph of a dynamic load test for heating with the variable heat capacity of the virtual room.

79

Table 3-29 Results of a dynamic load test for heating with the variable heat capacity of the virtual room.
Process
Heat capacity [kJ/K]
Cooling load (W)Electricity consumption (W)COP
Airflow rate [m3/min]Indoor dry-bulb temp. [ºC]
Indoor wet-bulb temp. [ºC]
Air conditioner outlet dry-bulb temp. [ºC]
Air conditioner outlet wet-bulb temp. [ºC]
Outdoor dry-bulb temp. [ºC]
Outdoor wet-bulb temp. [ºC]
Compressor speed [Hz]Airflow mode
Controller setting temp. (ºC)
State
Averaging period

1
2
3
4
5
6
7
8
9
200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600 200/600
2373
2095
1415
849
419
849
1401
2136
2623
916
544
258
161
76
155
269
532
1071
2.59
3.85
5.48
5.27
5.49
5.47
5.22
4.02
2.45
8.2
8.6
8.9
6.6
5.1
6.6
8.7
8.6
7.8
20.3
21.3
20.3
21.7
20.2
20.7
21.5
20.4
20.3
15.2
15.5
15.1
15.6
15.1
15.2
15.5
15.2
15.1
34.2
33.1
28
27
23.2
25.9
29.3
32.5
36
20.1
19.7
18
48.9
45.1
47.8
28.3
31
33.9
2
4.3
8.5
11.9
14.5
11.9
8.5
4.3
2
1.1
3.3
7.5
10.9
13.5
10.9
7.5
3.3
1
96
62
35
22
12
22
35
61
105
StrongStrongStrongStrongStrongStrongStrongStrongStrong
21
20
19
18
17
18
19
20
21
Vibration Vibration Stable
On/offOn/offOn/offStable Vibration Vibration
1
2
35min
1
2
1
35min
1
1

6

30

5

25

5

25

4

20

4

20

3

15

負荷
Heating load
COP
COP
室内温度
Indoor temp.

2

10

1

5

0
5

10

15

負荷
Heating load

15

2

COP
COP
Indoor temp.
室内温度

10

1

5

0

0
0

3

20

0

0

Outdoor temperature[ºC]Indoor temperature (ºC)

30

Heating load[kW], COP

6

Indoor temperature (ºC)

Heating load[kW], COP

仮想室の熱容量を 600kJ/K 一定に保った場合と 200kJ/K から 600kJ/K に変化させた時の暖房試験結果をそれぞれ Fig. 3-22，Fig. 3-23 に示す．Fig. 3-22 では室内機室温度を 20℃に設定できていないのに対し，Fig. 3-23 では，リモコンの設定温度を熱負荷によって細かく修正設定したので，室内機室温度を 20℃に設定することができた．各点の測定は熱負荷を減少させる方向で変化させた場合と増加させる方向で変化させた場合の 2 回行っているが，それらの差異はほとんどなかった．Fig. 3-22 と Fig. 3-23 の COP を比較すると，冷房ほどには差はなかったが，信頼性が高いとは言えない．

5

10

15

20

Outdoor temperature[ºC]

Fig. 3-22 Results of the dynamic load test for heating withthe constant heat capacity of the virtual room.

Fig. 3-23 Results of the dynamic load test for heating withthe variable heat capacity of the virtual room.

.6.4 動的負荷試験のまとめ
定格冷房能力 2.8kW のエアコンを用いて，動的負荷試験を実施した．動的試験法に関して，以下のような知見が得られた．
1) 一つの試験時間を 3 時間と定め，動的負荷試験を行ったが，冷房，暖房ともに 75%以上の熱負荷では振動的な挙動を抑えられなかった．エアコンの負荷追随のスピードが遅い場合には，熱負荷とエアコンの供給能力の差が大きくなるので，仮想室の室温の変動が大きくなる．特に熱負荷が大きい
ときに，この傾向が強まる．今回観察された振動的な挙動の一因は，エアコンの負荷追随スピードにある可能性が示唆された．
2) 熱負荷が 50%未満でオン・オフ動作をする条件においては，測定可能なように思われる．それはサーモオフの周期が 3 時間より十分短いからであろう．
3) 熱負荷が上昇する過程と減少する過程で性能測定を行ったところ，大きな差異がない場合もあったが，発生熱量などが変動する場合には差があった．

804) 着霜・除霜を伴う試験では，保持時間は 3 時間では不十分であろう．
5) 仮想室の熱負荷を一定にした場合と変化させた場合の試験を行った．冷房試験では測定された COPに大きな差異が生じた．現時点で，信頼性は高いとは言えない．
6) 動的負荷試験の信頼性を高めるためには，試験法の改善とエアコンの運転制御の改善の両方が必要と思われる．

.7

結論

現在の JIS の圧縮機回転数を固定する試験に代わる試験法の候補として期待されている負荷試験を試行した．静的負荷試験については，今後研究を進める意義はあると結論付けられた．しかし，動的負荷試験については，試験法の研究とエアコンの制御法の改善の両面から．検討を進めなければならないであろう．
今後の課題として，以下のことが考えられる．
1) 今回試験をしたのは，1 機種のみであり．結論の中には，一般的な性質とは言えない部分もある．
負荷試験法の実用化のためには，多くの機器を仕様の異なる環境試験室で測定し，データを蓄積することが重要である．
2) 負荷試験を開始する上でいかなる風量で試験するかが問題となった．本研究では，エアコンに備えられている風量モードの中から 3 モードを選んで，試験を行ったところ，風量によって COP が異なる結果が出た．性能試験における風量設定はどうあるべきか，検討が必要であろう．
3) 仮想室の熱容量の大きさは，試験状態の安定性と試験時間に影響を与える．効率的な試験を行うた
めに，仮想室の熱容量をどのように与えるのがよいかについては今後の課題である．
4) 動的負荷試験法については，現時点で多くの問題点があることが分かった．動的負荷試験において，振動的な挙動を抑えられなかったのはエアコンの負荷追随のスピードが遅いことが一因と思われるが，通常の運転時に早い負荷追随制御が必要とは限らない．動的負荷試験に必要な制御と実際の使用に適した制御の差を考慮する必要がある．
5) 今後，負荷試験法で性能試験がされると決まれば，エアコンの運転制御法はどんどん進化するであろう．本研究で分かった問題点などは，一挙に解決されることを期待している．

参考文献
3-1) Palkowski, C., Zottl, A., Malenkovic, I., and Simo, A., Fixing Efficiency Values by Unfixing Compressor
Speed: Dynamic Test Method for Heat Pumps, Energies 2019, 12, 1045．

81