プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜2820

プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性＊（スムース面の場合）
中 岡勉 *1， 西 田 哲 也 *2， 一 瀬 純 弥 *2
松 下稔 *3， 池 上 康 之 *4

Characteristics of branch of water side in the plate typeheat exchanger(Vertical Smooth Plate)
Tsutomu NAKAOKA*5, Tetsuya NISHIDA, Junya ICHINOSE
Minoru MATSUSHITA, Yasuyuki IKEGAMI*5National Fisheries University

2-7-1 Nagatahon-machi Simonoseki-City,Yamaguchi 759-65,JapanA tests are carried out for ratio of flow rate of passage through in vertical smoothplate. The dimensions of this plate are 1.0 m in length, 0.3 m in width and the number
plate is 15 plates. The experiments was very the distance of plate in water side. Ananalytical study has been made the characteristics of branch of water side in verticalsmooth plate. An numerical analysis is presented for estimated of flow rate passage throughin vertical smooth plate. The value of a numerical analysis is compared with experimentedresults.
Key Words : Plate type heat exchanger, Vertical smooth plate, Branch, Numerical analysis

1. 緒

言

現在、省エネルギー化やエネルギーの有効利用をするために、種々のシステムの中の熱交換器は、性能向上が望まれている。プレート式熱交換器については、高性能、省スペースで低コストであるため使用範囲が広くなっている。このようなことから、現在、プレート式熱交換器の使用は、低温度差、低温度を利用する海洋温度差発電や食品機
械の構成機器として利用範囲が広くなってきている。
従来のプレート式熱交換器の研究は、熱交換器の性能を向上されるために、作動流体側と冷却水側の熱伝達係数を向上について行われている。
著者らは、これまで、蒸発側や凝縮側の熱伝達係数を向上させるための基礎研究を行い報告している1)〜5) 。しかし、プレート式熱交換器の性能を*1 水産大学校 水産学 研究科(759-6595 下関市永田本町 2-7-1)*2 水産大学校 海洋機械工学科(759-6595 下関市永田本町 2-7-1)*3 (株)日阪製作所(578-0973 大阪府東大阪市東鴻池町2-1-48)* 4 佐賀大学海洋エネルギー研究センター（840-8502 佐賀県佐賀市本庄町１番地）

向上させるためには、これだけでは不十分である。
すなわち、冷却水側の熱伝達係数を向上させることと圧力損失を減少させる事が重要である。
前報では、プレート式熱交換器の冷却水側の圧力損失について実験を行い性能解析を行った6) 。
プレート式熱交換器が大型化し、プレート枚数が多くなった場合、プレート式熱交換器のプレート各層に流入する流量と総流量との割合は、プレート各層の圧力損失や熱伝達に影響し、プレート式熱交換器全体の性能大きく関わってくる。
本報は、局所の流れの分岐特性を調べるために、新しく設計製作したプレート式熱交換器の熱源側の流れについて実験を行った。また、プレートの各層に流入する流量を見積もるための流れの解析を行い、実験との比較を行った。

2. 記 号
APIPR：入口配管の断面積とプレート各層断面積の比 (−)
Deq ：相当直径(m)プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

g ：重力の加速度(m/s2)

213. 実験装置及び実験方法

h ：高さ (m)l ：プレート伝熱面の長さ (m)m：体積流量(m3/h)

n：プレート数(−)

P：圧力(Pa)

ΔP：圧力損失(Pa)R：圧力降下係数(−)

Re：レイノルズ数(−)

T ：温度(℃)

v ：流速(m/s)

w：プレート伝熱面の幅
x ：流れ方向の距離

(m)

(m)
(m)

δ：プレート伝熱面の間隔
ζ：分岐損失係数(−)

η：圧力回復係数(−)

λ：摩擦係数(−)μ：粘性係数(Pa･s)

ν：動粘性係数(m2/s)

ξ：圧力補正係数

(−)

ρ：密度

図 1 は、実験装置の概略図を示す。実験装置は、水タンク、循環ポンプ、テストセクション、集合ヘッダーから構成されている。
水タンクに蓄えられた水は、循環ポンプにより総流量を測定する電磁流量計を通しテストセクシ
ョンへ送られる。そして、水は、入口ヘッダー内に流入し、プレート各層内を流れ、出口ヘッダーに入り、プレート各層内の流量を測定する電磁流量計を通り、集合ヘッダーを通して水タンクへ戻る。
総流量の調節は、循環ポンプをモーターのインバータ制御により行った。また、総流量を一定に保つために、水タンク内の水位を一定に保った。
図 2 は、テストセクションの分解図を示す。テストセクションは、プレート伝熱面、入口・出口側プレート、出口ヘッダー、集合ヘッダーから構成されている。プレート伝熱面は、入口・出口側プレートと左右面アクリル板により、ボルトで締められている。また、流れの可視化を行うために、左右面はアクリル板である。
プレート伝熱面の大きさは、長さ 1000 mm、幅300 mm である。また、プレート枚数は 15 枚である。
図 3 は、プレート間隔が 3, 5, 7 mm の場合のプレート、パッキンの厚さの関係を示す。このプレート伝熱面は、仕切り板(縦:1000 mm、横:300 mm、厚さ:9 mm、材質: SUS304)、スペーサー棒(縦:980 mm、横:20 mm、厚さ:12 mm、材質: SUS304)、(縦:300 mm、(kg/m3)

添 字a ：大気
fｃ：流路
H ：ヘッダー、水頭
I ：入口
O ：出口
P：プレートΔP：圧力差T：全体、総合

Water tank

Collectingheader

TT
Outlet header
PHO
PPO
Pressure tap

PlateDP: Electromagnetic flowmeter

PPIPHI

Valve

Valve

Ｐ

T: Temperature

Ｐ: Pressure

DP: Differential pressure←

Circulation pump

Test section

Fig.1

Inlet header

Schematic diagram of experimental apparatus

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

Table 1

22

Experimental conditions

Length of plate
Width of plate
Clearance of plateTemperature of outlet header
Total mass flow rate
Mass flow rate in flow channel
Pressure of inlet header
Differential pressure of inlet and outlet in platelw
δTOHmTmfc
PHI
△PPIO

(m)
(m)
(mm)
(℃)
(m3/h)(m3/h)
(kPa)
(kPa)

1
0.3
3, 5, 7
14. 6 〜 24.00
5.0 〜 76.8
0.32 〜 5.29
25.46 〜 125.12
0.05 〜 6.85

横:20 mm、厚さ:12 mm、材質: SUS304)、スペーサー板(縦:1000 mm、横:300 mm、厚さ:4 mm、材質:4. 実験結果及び考察
SUS304)とパッキン(厚さ:2, 3, 4, 6 mm)を組み合わせてネジで厚さが調節で出来るようになっている。
プレート式熱交換器の性能は、プレート各層をプレート間隔(δ=3, 5, 7 mm)の調節は、プレー流れる流量や圧力損失に大きく関わってくる。プト伝熱面の間のパッキンの厚さ(2, 3, 4, 6 mm)を変レート式熱交換器の圧力損失は、プレート各層入えてプレート伝熱面の厚さを変えることで行った。
口、出口の圧力損失ΔPIPI, ΔPPOHとプレート各層内
図 2 より、水タンクに貯えられた水は、右側のの圧力損失ΔPPIOに関係する。これらの圧力損失は、配管より流入し、入口ヘッダー内に入る。その後、流速v、プレート数nおよび熱交換器の長さやプレプレート伝熱面の間を流れ、出口ヘッダーに入り、ート伝熱面長さl、プレート間隔δに関係している。
プレート各層流量計を通り、集合ヘッダー内を通また、総流量mＴやプレート各層流量mfcにも関係すって水タンクへ戻る。
る。そのために、プレート各層流量とプレート伝実験データの測定は、まず循環ポンプを起動し、Collecting header
目的の流量を循環ポンプのインバータの周波数をOutlet of fluid
設定後、テストセクションに入る総流量、プレーValve
ト各層内の流入流量、圧力、差圧の定常を確認後
Outlet header
Heat transferに行った。
surface of plate
測定は、総流量、プレート各層流量である。総流量の測定は、テストセクションの入口で電磁流
Inlet side plate
量計を用いて行った。プレート各層流量の測定は、 Outlet side plate
出口ヘッダーと集合ヘッダーの間で電磁流量計を用いて行った。測定は、1 流路を測定後、バルブをInlet of fluid
Inlet header
切り替えて 2〜15 流路について行った。
総流量、プレート各層流量の測定箇所は、それFig.2 Schematic diagram of test section
ぞれ 1 ヶ所、15 ヶ所である。
In case of clearance
テストセクションに入る水の流量は、電磁流量of plate : 3mm（δ=5mm）（δ=7mm）（δ=3mm）
計(形式：MGM1010K, 流量レンジ：0〜120 m3/h, 精度：指示値の±0.5 %以内)を用いて測定した。
Spacerplate
プレート各層の流量は、電磁流量計(形式：Diaphragm
3MGM1010K, 流量レンジ：0〜8 m /h, 精度：指示値のPacking±0.5 %以内)を用いて測定した。
表 1 に、実験条件を示す。プレート伝熱面の間Spacer bar
隔 3, 5, 7 mm、温度は 14.6〜24.0 ℃、総流量は 5.0〜76.8 m3/h、プレート各層流量は 0.32〜5.29 m3/h、入口ヘッダーの入口圧力は 25.46〜125.12 kPa、プレート入口と出口のプレート各層内の差圧は 0.05〜6.85 kPaの範囲である。
Fig.3

Dimension of heat transfer surface of plate

プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

43(m /h)

5321000.1 0.2 0.3 0.4 0.5135x(m)

7

9

11 13

1.8
1.6
1.4
1.2
1.0
0.8
0.6
0.4
0.2
015

fc (-)(a)6 δ (mm) : 5

1.1
1.0

mfcT (m3/h) 16.1 32.7 33.9 56.9 63.4

50.8

40.6

2

0.4

1

0.2

00

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5135x(m)

7

9

11 13

015

fc (-)(b)δ (mm) : 7
3

mfcT (m /h) 21.5 40.8 61.4 78.6

60.79

5+10.0%mfcT （m /h）3(m /h)

0.6
45

mfc

3-10.0%0.4320.2
1001010.1 0.2 0.3 0.4 0.5x (m)11015102

Sum of flow rate of flow channel and total
flow rate

357911 1315fc (-)

3mT （m /h）
Fig.40(c)Fig.5

Flow rate of flow channel in plate(Effect of horizontal distance)

vfc (m/s)

102

3vfc (m/s)

プレート各層流量と流れ方向の距離の関係について
図 5(a)，(b)，(c)は、プレート各層流量mfcと流れ方向の距離xの関係を示す。図 5 中の(a), (b), (c)は、プレート間隔δが 3, 5, 7 mmの場合である。図5(a)中の○, △, □, ▽, ◇, ●, ▲印は総流量mfcTが 5.4, 11.2, 22.0, 32.1, 42.4, 53.1, 63.5 m3/h、(b)中の○, △, □, ▽, ◇印は、16.1, 32.7, 33.9,56.9, 63.4 m3/h、(c)中の○, △, □, ▽印は、21.5,40.8, 61.4, 78.6 m3/hの場合を示す。
図 5(a), (b), (c)より、総流量が増加すると、プレート各層流量は増加する。プレート各層流量は、

mfc

4. 2vfc (m/s)

mfcT (m3/h) 5.4 11.2 22.0 32.1 42.4 53.1 63.5

34. 1 プレート各層流量と総流量の関係について
図 4 は、プレート各層流量の総和の流量mfcTとテストセクションに入る総流量mＴとの関係を示す。
図 4 より、プレート各層流量の総和の流量mfcTと総流量mＴは、約±10 %以内の相関となる。
以下、実験データ整理に用いる総流量は、プレート各層流量の総和mfcTを用いた。

236 δ (mm) : 3mfc

熱面の間隔を変えて局所の分岐特性について調べた。プレート式熱交換器の性能向上を考える上で、プレート数が多くなった場合にどのような分岐性能特性になっているか調べることが重要である。
そのために、プレート各層への流量割合についての検討を行った。
ここでは、プレート各層に流入する流量の分岐特性について述べる。プレート式熱交換器の圧力損失については、文献[6]に詳細に示す。

(m /h)

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

4. 3 プレート各層内に流入する流量と総流量との関係について
図 7 は、プレート各層に流入する流量の割合と総流量mfcTとの関係を示す。図 7(a), (b), (c)は、プレート間隔δが 3, 5, 7 mm の場合である。図中の○, △, □印は、流れ方向の入口、中央近傍、出口の流路 fc 1, 9, 15 を示す。
図 7(a), (b), (c)より、プレート各層に流入する
流量と総流量の割合は、総流量が少ない範囲では流路によって差が大きく、総流量が多くなると差が少なくなる。総流量が少ない範囲では、プレー

3

δ (mm) : 320vfc

0.68

15406080

3mfcT (m /s)
(a)

7.5

δ (mm) : 5

flow channel

19157.0

6.5

6.0020406080

3mfcT (m /s)(b)δ (mm) : 7

flow channel

78.6

0.7

96.5

7.5

0.72

17.0

6.00mfc/mfcT x 100 (%)

mf cT (m /h)24

flow channel

δ= 7mm0.74(m/s)

7.5
mfc/mfcT x 100 (%)

総流量が増加してもあまり変化がなく、プレート各層内にはほぼ同じ流量が流れているように見える。また、プレート間隔が変化してもその変化は見られない。そのために、この関係を詳細にみるためにプレート各層流速と流れ方向の距離の関係について示す。
図 6 は、プレート各層流速vfcと流れ方向の距離xの関係を示す。図 6 中の▽印(図 5(c)中の▽印)は、プレート間隔δが 7 mm、総流量mfcTが 78.6 m3/hの一例を示す。
図 6 より、プレート各層流速は、流路 fc 1 よりfc 5 まで減少し、その後 fc 13 まで増加して、出口の流路 fc 15 では減少している。この関係は、総流量が変化した場合も同様であった。
以上、前述したプレート各層流量の関係ではわからなかったが、プレート各層流速は、プレート各層で変化している。これは、入口ヘッダー内の流速と圧力の増減が影響していると考えられる。

mfc/mfcT x 100 (%)

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

1915

7.06.50.66
00.1 0.2 0.3 0.4 0.5x(m)6.002040608031357911 13fc (-)
Fig.6

mfcT (m /s)

15

Velocity of flow channel(c)Fig.7

Ratio of flow rate of flow
channel and total flow rate

プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

ト各層の入口の流路で水が流れ易くなり、出口の流路で流れにくくなっている。総流量が多い場合、どの流路も均一に流入している。また、総流量がト各層の入口の流路で水が流れ易くなり、出口の変化した場合、流路 fc 1, 9, 15 の順に多くなっている。図 7 よりわかるように、全ての流路に均一に流入した場合のプレート各層への流量割合は、約 6.7 %である。
図 7(a)の場合、総流量が約 5 m3/hの場合、プレート各層への流量割合は、流路 1, 9, 15 の順に大きくなった。この流量割合は、流路fc 1 とfc 15 で約1 %と違い、不均一な流れになっている。しかし、総流量が 20 m3/h以上では、ほぼ同じ流量割合になり、その流量割合は、0.2 %異なっている。
総流量が少ない場合(約 11 m3/h以下)、プレート各層の流量割合に大きな差がある原因は、流量が少ないために、入口ヘッダー内で圧力回復がほとんどなく、そのために、入口ヘッダー内の流れ方向の圧力と流速に変化がないためと考えられる。
図 7(b), (c)の場合、プレート各層への流量割合に大きな変化はなく、ほぼ均一な流量割合になっている。その流量割合は 0.2 %異なっている。
以上より、実際のプレート式熱交換器内の場合、プレート各層への流量は、入口側のプレート各層流路に多く流れ、出口側のプレート各層流路では少なくなっていることが考えられる。また、その傾向は水が流れるプレート各層の断面積が小さく、プレート式熱交換器に入る総流量が少ないほど大きくなると考えられる。

5.

プレート各層に流入する流量の見積り

5.1 計算モデル
プレート式熱交換器内のプレート各層に流入する流量と総流量との割合は、プレート各層の圧力損失や熱伝達に影響し、プレート式熱交換器全体の性能大きく関わってくる。そのために、プレートの各層に流入する流量を見積りは重要である。
そのために、プレート各層に流入する流量を見積もるために計算を行った。
図 8 は、プレート各層に流入する流量を見積もるための計算モデルを示す。水は、左側の円管内を流入し、入口ヘッダーへ入る。その後、プレート各層を流れ、出口ヘッダーを通過し集合ヘッダーを経てタンクへ戻る。
計算は、プレート各層の入口圧力、流速をそれぞれP1, P2, ･･･, Piおよび v1, v2, ･･･, viとする。また、プレート長さl、テストセクション長さX、プレート各層の流れ方向の距離x、冷水タンクとプレート各層入口までの高さをhとして行った。
プレート各層の圧力と流速は、ベルヌーイの定理を利用し次式で定義する。
Pi+1 − Pi = ηρ/2(vi2 −vi+12)−(λIx/Deq)(ρvi+12/2)
ここで、

collecting header・ ・ ・ ・ ・lhoutlet header

water tankδ
inlet header

P1

P2

Pi

Pi + 1

v1v2

vi

vi + 1

Fig.8

25

Calculation model of the plate type heat exchanger

(1)

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

Pi : プレートi番目の入口圧力η : 圧力回復係数
ρ : 水の密度
vi : プレートi番目の入口流速
λI : プレート各層入口の摩擦係数
x : プレート各層間の流れ方向の距離
Deq : 入口ヘッダーの相当直径
プレート各層入口と出口の圧力差は、プレート内の圧力降下と位置水頭の和で求められる。以下で定義する。
Pi − Pa= Rρ(vi − vi+1)2/2APIPR2 ＋ ρgh

(2)

ここで、
Pa : 大気圧力
R : 圧力降下係数
APIPR : 入口配管の断面積とプレート各層断面積の比
h : 位置水頭
また、圧力降下係数 R は、以下で定義する。
R = ζIPI＋λPIO lp/(Deq)fc

26

5.2 計算条件と方法
本計算は、以下の仮定のもとに行った。
(1) 流体は、真水を用いた。
(2) テストセクションの出口の条件は、大気圧力である。
(3) 水の温度は一様である。
(4) プレート各層入口の摩擦係数λIは、円管内の層流の式と乱流の式を使用した7)。
(5) 入口ヘッダー内の摩擦係数λIH、プレート各層の摩擦係数λPIOは、実験値を使用した。
図 9 は、プレート式熱交換器内のプレート各層に流入する流量の見積りの計算のフローチャートを示す。
計算は、境界条件としてプレート各層の 1 番目のとき、無次元流速をv1*=1 とする。次に、入口ヘッダーの入口圧力P1の値を仮定し、Pi*を計算する。
式(6)と式(7)を用いてプレート各層の入口圧力および流速(Pi+1*, vi+1*)を計算し、i+1 番目まで繰り返し計算する。収束条件としては、i+1 番目の流速が 0になるまで、P1を修正して繰り返し計算を行った。
なお、計算中に無次元圧力Pi*が負になった場合は、その値を 0 に置き換えて計算を続行した。

(3)
START

ここで、i=1

ζIPI : プレート各層入口の分岐損失係数
λPIO : プレート各層内の摩擦係数
lp : プレート長さ(Deq)fc: プレート各層の相当直径

v*1=1
p*1=assumed
v*i+1
p*i+1

プレート式熱交換器内のプレート各層に流入する流量と総流量の見積りの計算は、式(1)と式(2)を連立させて行った。この計算式を一般化するために、圧力と流速の無次元化した。以下に示す。
Pi* = (Pi − Pa −ρgh) /(ρv12 / 2)(4)vi* = vi / v1

(5)式(1), (2)は、式(4), (5)を用いて表すと次式になる。
Pi+1* − Pi* = η(vi*2 − vi+1*2) −λIx/Dvi+1*2(6)

Pi* = R APIPR 2 (vi* − vi+1*)2(7)

N: Number. of lastYes

p*i+1<0flow channel
p*i+1=0No
i=i+1NoNoi=N+1
Yes

v*N+1=0Yes

PRINT

END

Fig.9

Calculated flowchartプレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）

5.3 計算値と実験値との比較
図 10(a), (b), (c)は、プレート各層に流入する流量と総流量との割合mfc/mfcTと入口ヘッダーのレイノルズ数ReHの関係を示す。図 10(a), (b), (c)は、プレート間隔δが 3, 5, 7 mmの場合である。また、図中の実線、破線、点線は、流路fc 1, 9, 15 の計算値である。図中の、○, △, □印は、流路fc 1,9, 15 の実験値である。
図 10(a)より、流路fc 1 の場合、低いReH数の時、計算値は実験値より小さくなった。しかし、ReH数が大きくなると一致した。流路fc 9,15 の場合、低いReH数のとき、計算値は、大きくなった。ReHが大きくなると小さくなった。
図 10(b)より、流路 fc 1 の場合、計算値は実験値とほぼ一致した。流路 fc9 と fc15 と比較すると、計算値は流路 fc 15 より fc 9 の方が大きくなった。
図 10(c)より、流路 fc 1 の場合、計算値は実験値とよく一致した。流路 fc 9, 15 の場合は、計算値が大きくなった。
以上、計算値と実験値との差違は、入口ヘッダー内の出口側での圧力回復の変化が正確でないことや入口ヘッダー内で発生するはく離、二次流れや渦流れ等の影響が考慮されていないためと考えられる。そのために、計算をより正確なものにするためには、圧力回復挙動を正確に見積もる必要がある。今後、入口ヘッダー内の圧力測定点を増やすことや入口ヘッダー内での流体の動きを把握するために流れの可視化を行う必要があると考えられる。

6.

27

mfc/mfcT x 100 (%)

7.5

δ (mm) : 3exp cal
fc 1fc 9fc 15

7.06.56.002468x 104

Re H (-)(a)

7.5mfc/mfcT x 100 (%)

式(1)を算出するために必要な圧力回復係数η、摩擦係数λIは、次の条件より求めた。
圧力回復係数ηは、実験より 0.01〜0.12 を使用
した6)。この値は、流路fc 11 以降で入口ヘッダー内の圧力が上昇する値である。また、入口ヘッダ
ー内の摩擦係数λIは、円管内の層流，乱流の式を使用した7)。ここで、プレート入口の分岐損失係数
は、実験結果を参考に 0.1 を使用した6)。また、プレート内の摩擦係数 λPIOは、実験結果より得られた経験式を使用した6)。

δ (mm) : 5exp cal
fc 1fc 9fc 15

7.06.56.002468x 10Re H (-)(b)

7.5
mfc/mfcT x 100 (%)

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

δ (mm) : 7exp cal
fc 1
fc 9
fc 15

7.0

6.5

6.002468x 104

ReH (-)

結 論(c)
新しく設計・製作したプレート式熱交換器について、局所の流れの分岐特性を調べるために、

Fig.10Comparison between experimental dataand calculated value

4

OTEC
Vol.10 (2005), 20〜28

プレート式熱交換器の熱源側の分岐特性（スムース面の場合）冷却水側の流れについて実験を行った。また、プレート各層に流入する流量を見積もるための計算を行い、実験値と比較した。以下の結果を得た。
(1) プレート各層流量mfcは、流路fc1 よりfc5 まで減少し、その後fc13 まで増加して、出口流路fc15 では減少している。この関係は、総流量が変化した場合も同様であった。
(2) プレート各層に流入する流量と総流量の割合
は、総流量が少ない範囲では、プレート各層の入口の流路で水が流れ易くなり、出口の流路で流れにくくなった。総流量が多くなると、どの流路も均一に流れた。
(3) プレート間隔が 3 mmの場合で、流路fc 1 の場合、低いReH数のとき、計算値は実験値より小さくなった。しかし、ReH数が大きくなると一致した。流路fc 9, 15 の場合、低いReH数のときは、計算値は実験値より大きくなった。また、ReH数が大きくなると小さくなった。
(4) プレート間隔が 5 mm の場合で、流路 fc 1 の場合、計算値は実験値とほぼ一致した。流路 fc9と 15 を比較すると、実験値は流路 fc 15 よりfc 9 の方が大きくなった。
(5) プレート間隔が 7 mm の場合で、流路 fc 1 の場合、計算値は実験値とよく一致した。流路 fc
9, 15 の場合は、計算値が大きくなった。
文 献（1） 上原春男ほか 3 名, 日機論 (B 編), (1983), 49-439.
（2） 上原春男ほか 2 名, 冷凍, 58-668, (1983), 549-556.
（3） 上原春男ほか 2 名, 冷凍, 58-673, (1983), 1017-1026.
（4） Uehara, H, ほか 4 名, J Solar Energy, Vol. 6, (1984), 286290.
（5） 上原春男ほか 2 名 , 冷凍, 59-675, (1984), 3-9.
（6） 中岡 勉ほか 4 名, OTEC, 10, (受理中)（7） 管路・ダクトの流体抵抗, 日本機械学会, (1987), 1.

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