291

気液対向流条件での蒸気・空気混合気体のリフラックス凝縮伝熱
Reflux Condensation Heat Transfer of Steam-Air Mixture under Gas-Liquid Countercurrent Flow
長江＊ 村瀬
尚史 （Takashi Nagae）

呉＊＊鉄軍（Tiejun Wu）＊
道雄 （Michio Murase）

Karen Vierow＊＊

要約 加圧水型軽水炉 (pressurized water reactor : PWR) では，プラントを停止しミッドループ運転をしている期間は，炉心の崩壊熱は余熱除去 (residual heat removal : RHR) 系統により冷却されている．RHR 系統をはじめとした複数の冷却手段が喪失した場合には，蒸気発生器 (steam generator:SG) によるリフラックス冷却が期待される．ミッドループ運転中，１次冷却材系統（reactorcoolant system : RCS) には非凝縮性ガス（空気）が存在する．一般に非凝縮性ガスは蒸気の凝縮の妨げとなることが知られている．本研究では，リフラックス凝縮伝熱を評価するため，内径19.3mm の鉛直管を用いた凝縮伝熱実験を行った．実験では，気液対向流条件における蒸気・空気混合気体の温度分布を測定した．低熱流束域では，混合気体温度の測定値から飽和状態を仮定して，蒸気流量の変化率を求めることで熱流束と凝縮熱伝達率を評価し，実験式を導出した．実験式は圧力 0.1 〜 0.4MPa， 空気の質量流量割合 0.014 〜 0.2，熱伝達率が 2-9000W/m2K の範囲で有効である．導出した実験式を用いて蒸気・空気混合気体温度分布を計算した結果，測定値と良く一致し，低熱流束の測定方法と実験式の妥当性を確認した．
キーワード

ミッドループ運転，リフラックス冷却，非凝縮性ガス，熱伝達率，気液対向流

Abstract
In mid-loop operation during shutdown of the pressurized water reactor (PWR) plant, thecore decay heat is cooled by the residual heat removal (RHR) system. In case of loss of the RHR and otheralternative cooling methods, reflux condensation in the steam generator (SG) may be an effective heatremoval mechanism. Non-condensable gas (air) is present in reactor coolant system (RCS) in mid-loop
operation. Generally, non-condensable gases are well known to inhibit steam from condensing. In this study,
reflux condensation experiment with a vertical tube of inner diameter 19.3mm was made. Local temperature
data were measured for local condensation heat transfer coefficients of steam-air mixture under gas-liquidcountercurrent flow. Local heat fluxes and local condensation heat transfer coefficients were calculated byevaluating the decreasing rates of steam flow from measured mixture temperatures at low heat fluxes
assuming saturated steam conditions. Empirical correlations for the local heat transfer coefficients werederived that is valid over a range 2-9000 W/m2K for 0.1-0.4 MPa, 0.014-0.2 air mass fraction. The axial
distributions of the mixture temperatures calculated using the correlation agreed well with the measured
results and the validation of calculation methods of low heat fluxes and the empirical correlation were confirmed.
Keywords

mid-loop operation, reflux condensation, non-condensable gas, heat transfer coefficient, gas-liquidcountercurrent flow

1.

序論

冷却材ポンプシール部の作業等を目的としており，この期間中，炉心の崩壊熱は余熱除去（residual heat

加圧水型軽水炉（pressurized water reactor : PWR）

removal : RHR）系統によって冷却されている．RHR

では，プラント停止中にミッドループ運転と呼ばれポンプの故障等により RHR 系統の機能が喪失し，他る１次冷却材の水位を１次冷却系統（reactor coolantの複数の代替冷却手段も失敗した場合には，炉心冷system : RCS）配管の中央部付近まで低下させた運転

却手段の一つとして SG によるリフラックス冷却が期状態がある．ミッドループ運転は，蒸気発生器（steam待される．リフラックス冷却は，原子炉容器内でgenerator : SG）のノズル蓋取付け・取外し作業，１次１次冷却材が沸騰した結果発生した蒸気を SG 伝熱管＊ （株）原子力安全システム研究所 技術システム研究所＊＊ 米国 Purdue University, School of Nuclear Engineering292

内で凝縮させ，凝縮水が炉心へ戻ることで炉心の冷上昇し，凝縮水が重力落下する気液対向流状態（図２

却を維持するものである．の伝熱管内の状態）となる．

ミッドループ運転では，RCS 内に非凝縮性ガス（空気）が存在する．一般に非凝縮性ガスは蒸気凝縮の伝熱管外面から蒸気と非凝縮性ガスの混合気体までの熱抵抗は，以下のように表すことができる．

妨げとなることが知られている．そこで，SG によるリフラックス冷却の効果を評価するためには，非凝（１）縮性ガスが存在する場合の凝縮伝熱特性を明らかにする必要がある．
非凝縮性ガス存在下における伝熱管内のリフラッ
(1)

(2)

クス凝縮伝熱現象は，Naff ら ，Noel ら ，Liu ら(3)

K は熱通過率， は伝熱管の内半径， は伝熱管の外半径，λ は伝熱管の熱伝導率， は液膜の熱伝達によって確認されてきた．SG 伝熱管の上流部では蒸気，率， は気液界面での凝縮熱伝達率（以下，界面熱伝非凝縮性ガスと凝縮水による気液対向流状態となる．

達率と呼ぶ）である．熱通過率 K には管外熱伝達率

非凝縮性ガスが存在する場合の凝縮熱伝達率は多くを含めるのが一般的であるが，管外熱伝達率は冷却測定されているが，気液対向流条件での熱伝達率測条件に依存し凝縮熱伝達率測定の誤差要因になるため，定は非常に少ない．

ここでは含めていない．また，一般に凝縮熱伝達率(4),(5)は，気液下降流，気液対向流条件  には液膜熱伝達率   と界面熱伝達率   を含むが，における局所熱伝達率の実験式を提案しているが，これらは伝熱機構が異なるため分離して扱う．（１）Chataing ら(6)は，気液対向流式の右辺第一項は伝熱管の寸法及び物性値により決条件で非凝縮性ガスを含む凝縮熱伝達率を測定し，定される．右辺第二項は，平板における自由落下液純粋蒸気での熱伝達率に対する劣化係数として実験

膜の Nusselt のモデル によって計算できる．よって，式を提案している．しかし，適用範囲が乱流条件に凝縮熱伝達率を求めるには熱通過率を求めればよい．

限られており，層流条件に適用すると熱伝達率を過熱通過率は局所熱流束より求めることができる．

純粋蒸気に限られている．Moon ら

(8)

(7)

大評価する．Chun ら は，伝熱管群をプールに漬けた実験を実施し，非凝縮性ガスの影響を含む熱伝達（２）率の実験式を提案しているが，大気圧条件で熱伝達率が高い範囲に限られている．
本研究では，非凝縮性ガスが存在する場合の SG 伝

ここでは蒸気と非凝縮性ガスの混合気体の温度，は伝熱管外面温度である．


熱管内におけるリフラックス凝縮伝熱特性を明らかにするため凝縮熱伝達率について検討した．

主蒸気逃し弁

本報告では，圧力 0.1 〜 0.4MPa で内径 19.3mm の鉛直管内における気液対向流条件での蒸気・空気混合気体のリフラックス凝縮伝熱実験を実施した．特SGに低熱流束の測定が困難で従来測定例がない低熱伝達率の範囲を含めた，主に層流条件における凝縮熱加伝達率について検討を行い，凝縮熱伝達率の実験式

圧を導出した．

2.

原子炉容器

補助給水ポンプ
SG水張りポンプ器

リフラックス冷却の熱伝達率の測定方法▲

SG によるリフラックス冷却の概念図を図１に示す．
RHR 系統をはじめ複数の冷却手段が機能喪失した場蒸気（赤丸）SG伝熱管内で凝縮し、炉心へ冷却水が戻ることにより冷却合には，原子炉容器内では沸騰を開始するが，発生した蒸気を SG 伝熱管内で凝縮させ，凝縮水が原子炉容器へ戻ることで炉心の冷却を維持する．SG 伝熱管の上流部では非凝縮性ガスを含む蒸気が伝熱管内を

図1 SGによるリフラックス冷却293

 = 0.1MPa，= 0.49g/s，= 0.12g/s，= 72g/s

伝熱管

100Z

温度（℃）

凝縮液膜

△1Tg
Tc
(Tw,i-Tw,o)0.2℃

0.10.01Z

Tc

10①0.001

T W,o0Tg
r W,ir W,o

蒸気＆空気

凝縮水 冷却水

図2 気液対向流状態における蒸気と非凝縮性ガス（空気）混合流の凝縮

1022.50.2℃/0.1mdTc/dz
dTg/dz10.10.01②0.00100.5

実験で局所熱流束を測定する方法として，同心円筒二重管の実験装置を用いて，伝熱管内側と外側表軸方向変化の計算値を図３に示す．計算は後述する
本実験を対象とし，熱伝達率の計算には本研究で導出した実験式を使用した．温度の測定精度を 0.1℃（温度差 0.2℃）とすると，（T -T ）で測定できる範囲
2は <1.34m，凝縮熱伝達率  >51W/m K になる．測定区間を 0.1m にすると，（ T  /）の測定範囲は(6)2②  (kW/m 2 K)）から求める方法がある．これらの11.5z , 高さ（m）

22.5

22.5

100

面の温度差（T  -T  ）から求める方法，冷却水の温度変化（ T  /11.5z , 高さ（m）

100d T/d (℃ / m )冷却水 凝縮水

0.5①1010.10.01
00.511.5z , 高さ（m）<0.68m，>190W/m K になる．Moon ら は冷却水の温度変化（ T  /(7)）から，Chun ら は肉厚 5.5mmの伝熱管を用いて伝熱管の温度勾配（ d T  /図3 軸方向温度分布の計算と凝縮熱伝達率  ）で熱流束を測定しているが，凝縮熱伝達率の測定範囲は
2

>100W/m K であり，温度差の検出限界によると考えられる．一方，混合気体の温度変化（ d T /冷却水の温度変化から，以下のように測定区間平均の熱流束を求めることができる．

) は大きく全域で検出できる．しかし，高温では（ d T /（３））に対するエンタルピー変化が大きく熱流束の評価誤（４）差が大きくなるため，本研究においては上流部では（dT  / ）から熱流束を求め，上流部以外では（dT / ）  は冷却水流量，   は水の定圧比熱，

は冷却水から熱流束を求めた．なお，図３に示した温度差の温度，  は伝熱管の外径である．凝縮率の低い伝熱検出可能範囲は実験条件により異なる．

管出口側では，冷却水の温度変化が小さく測定精度が悪くなるため，混合気体の温度変化から求める．
（５）
 は水の蒸発潜熱， は蒸気流量，  は伝熱管の内径である．ここで蒸気流量  は，混合気体の294

温度を蒸気の飽和温度であるとし，蒸気の分圧  

量流量制御器により流量を調整し，蒸気の凝縮を防から次式で計算する．

ぐためプレヒータによって予め実験条件まで加熱したのち，蒸気と混合する．蒸気・空気の混合流は下（６）部プレナムへ流入し，試験部伝熱管内を流れる．試
験部伝熱管内で冷却され凝縮した水は凝縮水タンク

 は分子量である．

へ集まる．試験部伝熱管内で凝縮しなかった蒸気及本実験では同心円筒二重管を用いて凝縮伝熱実験

び空気は，試験部の上部プレナムからベント弁を通を行い，混合気体の温度，伝熱管外面温度，冷却水り系外へ排出される．試験圧力はベント弁の開度にの温度を測定し，凝縮熱伝達率を評価することとした．

より調整し，入口プレナムの圧力計により安定状態を確認する．冷却水は流量制御器により流量を調節

3.

実

験

した後，試験部伝熱管の外側を通り外部へ流出する．
なお，冷却水は，流れを均質にするため，三カ所か（１）実験装置

ら試験部に流入させている．
(9)を図４に示す．実験装置の設試験部の概要を図５に示す．試験部は SUS304 製計と製作，実験と測定，およびデータ処理はパーデの鉛直二重円管からなる．内管は内径 19.3mm，肉厚

ュー大学で行われた．実験装置はボイラ，蒸気系統，3.04mm，高さ 1.8m の伝熱管で，下部より蒸気・空空気系統，冷却水系統，試験部，凝縮水タンクから気の混合流が流入する．

実験装置の全体図

なる．

凝縮熱伝達率を求めるため，蒸気・空気混合気体

ボイラで発生した蒸気は，セパレータで気水分離の温度，伝熱管外面温度，冷却水バルク温度を測定された後，断熱された蒸気配管を流れる．蒸気配管した．蒸気・空気混合気体の温度は外径１ mm のシ

では，蒸気流量，温度，圧力を測定する．空気は質ース熱電対により，伝熱管内の中心部で測定した．

M

PT

空気T

プレヒータ

ベント

F
P

セパレータ

蒸気ライン

T
試
験
部

冷却水ドレン

T
ボイ
ラ

流量計

P
T

冷却水T

凝縮水タンク（サイトグラス）

T

レ
ベル
計

T

プ
ローダ
ウン
タン
ク

T

ポンプ
ポンプ

ドレン

ドレン

M 質量流量制御機器

P

圧力計

F

流量計

図4 実験装置系統図

T

熱電対圧力ゲージ295

伝熱管外面温度は管外表面に溝を掘り，外径 0.5mm
伝熱管のシース熱電対を固定して測定した．冷却水バルク
温度は外径１ mm のシース熱電対により測定した．

Tw,oTw,o

温度は高さ方向に９カ所で測定した．また，径方向の温度の対称性を確認するため，９カ所のうち４カ所では 180°反対側でも伝熱管外面温度と冷却水温

Tc

Tc

度を測定した．熱電対の配置を図５及び図６に示す．
（２）実験条件

Tg

主な実験条件を表１に示す．パラメーターとして圧力，蒸気流量，空気流量を変化させ，その時の凝縮熱伝達率への影響を調べた．圧力，蒸気流量は，外管ミッドループ運転中に余熱除去系が故障した場合に想定される値をもとに選定した．

伝熱管

蒸気・空気出口
上部プレナム

冷却水出口

Tw,oTw,oTc

Tc

T9（z = 1.78m）

Tg▲Z

T8（z = 1.42m）

外管T7（z = 1.12m）

伝熱管（SUS304）

図6 熱電対の配置（試験部）

1.8m

T6（z = 0.86m）
T5（z = 0.66m）
T4（z = 0.46m）
T3（z = 0.31m）
T2（z = 0.18m）
T1（z = 0.076m）（z = 0.0m）

外管（SUS304）

冷却水入口
凝縮水

19.3mm下部プレナム4.

軸方向温度分布
圧力 0.1MPa，試験部入口蒸気流量 0.45g/s，空気流量 0.12g/s における軸方向温度分布を図７に示す．
混合気体の入口温度は空気の混入により飽和温度より若干低くなっている．下流に向かうに従い蒸気が蒸気・空気入口凝縮し，蒸気分圧が低下するため混合気体の温度は低下していく．上流では蒸気のエンタルピーが大き

凝縮水タンクドレン

図5 試験部

いため温度低下率が小さいが，温度低下に伴い蒸気のエンタルピーが減少して温度低下率が大きくなる．
(6)

Moon ら は低温領域での熱伝達率を測定しておらず，凝縮熱伝達率の実験式を低温領域まで外挿して使用すると熱伝達率を過大評価し，混合気体の温度を過小評価する．低温では蒸気エンタルピーが小さいた
め伝熱量計算への影響は大きくないが，混合気体温

表１ 実験条件（試験部入口）
圧力(MPa)

蒸気流量(g/s)

空気流量(g/s)

0.1
0.2
0.4

0.5-1.9
1.2-1.9
1.2-1.9

0.03, 0.06, 0.12, 0.180.06, 0.12, 0.180.06, 0.12, 0.18度の計算精度を向上するには，低温での熱伝達率を測定する必要がある．

296120する必要がある．
*

Moon（6）らの実験式
による の計算値100◆1080
（kW/ m K）
60（7）

Ch un の測定領域

12温度（℃）40◆◆ ◆◆

◆20◆

◆◆

◆

0.10.01000.51z, 高さ

1.520.1MPa
0.2MPa0.4MPa式（8）0.0010.0010.01

図7 軸方向温度分布0.110100 /

領域３10

凝縮熱伝達率2

凝縮熱伝達率は，1.0kW/m K 以下（領域１）では質量流量比もしくは蒸気と空気の分圧比の相関として，以下のように表せる．

12

液膜を含む凝縮熱伝達率  の測定値を図８に示す．

（kW/mK）
5.

1

領域２0.10.1MPa
0.2MPa0.4MPa式（9）Murase（10）0.01
領域１（７）

2(<1.0 kW/m K)2(<1.0 kW/m K)
上式の範囲では凝縮熱伝達率は，Murase ら

0.001
0.001 0.01110100 1000 ,

（８）

領域1 : 空気の影響が支配的な領域
領域2 : 気体の流れが影響する領域
領域3 : 液膜の影響が支配的な領域(10)（M u rase は直面的における滞留した空気混合蒸気）
図8 凝縮熱伝達率

（９）
(10)

0.1による滞留した空気混合蒸気内の垂直面への凝縮熱伝達率と同様の傾向を示している．蒸気と空気の分圧比のみでも整理できることは，混合気体の流れが凝縮6.

界面熱伝達率

熱伝達率に顕著な影響を及ぼしていないことを示している．(9) 式の範囲（領域１）では液膜熱抵抗は界凝縮熱伝達率   から界面熱伝達率   を求めるには面熱抵抗に比べて十分小さく無視できる．質量流量

液膜熱伝達率   を分離する必要がある．液膜熱伝達比もしくは分圧比が増加すると凝縮熱伝達率は，混率  は平板における自由落下液膜の Nusselt のモデル

合気体の流れの影響により急激に増加する（領域２）．に McAdams(11)の補正値をかけた下記式より求めた．

領域２では液膜熱抵抗と界面熱抵抗が同程度になる．
質量流量比もしくは分圧比が大きい範囲（領域３）では液膜熱抵抗が支配的になり，凝縮熱伝達率は2

約 10kW/m K に漸近している．Moon ら
2は 0.12<   <1.5kW/m K，Chun ら(7)(6)の測定範囲（10）の測定範囲は

20.12< < ７ kW/m K であり，主として領域２である．
液膜熱伝達率と界面熱伝達率は異なる伝熱機構であり，  は液膜のヌセルト数，λ は液膜の熱伝達率，δ影響する範囲が異なることから，分離して相関式化

は液膜厚さ，  は液膜のレイノルズ数，ρ は液膜の297

乱流条件では（12）,（13）式は界面熱伝達率を過密度，ρ は蒸気の密度，ν は液膜の動粘性， は重力加速度である．

小評価するため，レイノルズ数の影響を考慮する必（７）,（10）式により界面熱伝達率を求め，(11)要がある．そこで蒸気レイノルズ数  の指数関数

式によりヌセルト数に無次元化して整理した結果をとして係数と指数を求めた．

図９に示す．
（14）

1000000
0.1MPa0.2MPa0.4MPa式（12）100000（15）

10000（ ≦ 5000, a=0.0012, b=1.0）

1000
100

 は蒸気の見かけ速度である．Moon ら

ら

10(7)

(6)と Chun

は，混合気体のレイノルズ数を用いて凝縮熱伝達率を整理しているが，本実験では蒸気レイノルズ

10.001数の方が測定値に対する分散が小さくなった．(14)0.010.1110100

 ,の結果を図 10 に示す．

0.1MPa0.2MPa0.4MPa式（13）100000式と（15）式で顕著な相違はないため (15),(16) 式による界面熱伝達率の計算値を測定値と比較した．そ1000000

1000000.1MPa0.2MPa0.4MPa

10000
10000


（16）

1000
  

1000

100
1010.001 0.01100
100.11101001000

 ,

11

図9 気液界面におけるヌセルト数

10100

1000

10000 100000

  

図10 ヌセルト数の計算値と測定値の比較(11)
高熱伝達率の範囲では，測定値のバラツキが大きここでλ は蒸気の熱伝導率である．界面熱伝達いこと，（10）式による液膜熱伝達率の影響が大きく

率はヌセルト数が 500 以下では，次式で表すことがなることから（15）,（16）式による予測精度はよくできる．

ないが，伝熱管壁の熱抵抗や伝熱管外の熱抵抗が支( ≦ 500)（12）

配的になるため実用上は大きな影響はない．
(10),(11) 式と (15),(16) 式より，凝縮熱伝達率は次のようになる．

( ≦ 500)（13）

298あるケースも存在する．この原因として，層流条件での測定値が多く乱流条件での測定値が少ないことから，高レイノルズ数・高熱伝達率の範囲に対する実験式が必ずしも十分でないことが挙げられる．今後の課題として，乱流条件における凝縮熱伝達率データの更なる充実が必要である．

(17) 式による凝縮熱伝達率の計算値を測定値と比120較した結果を図 11 に示す．凝縮熱伝達率  が小さい

100

範囲（領域１）では分圧比 P / P が支配的であり，

80

=0.1MPa,  (0)=1.22〜1.37g/s(℃)

中間の範囲（領域２）では蒸気レイノルズ数 Re 

Wair (0)=0.03g/s, 式（17）
Wair (0)=0.06g/s, 式（17）
Wair (0)=0.12g/s, 式（17）
Wair (0)=0.18g/s, 式（17）

Wair (0)=0.03g/s
Wair (0)=0.06g/s
Wair (0)=0.12g/s
Wair (0)=0.18g/s（17）の影響が大きく，大きい範囲（領域３）では液膜レ6040

イノルズ数 Re に依存する． (17) 式は純粋蒸気にも20適用できる（右辺第２項が零）が，Re の影響が大0

きい範囲（領域２）では影響因子の最適化は行われ00.5

1ていない．乱流条件での凝縮熱伝達率データを追加し，

2.5

P=0.1MPa, 式（17）
P=0.2MPa, 式（17）
P=0.4MPa, 式（17）

P=0.1MPa
P=0.2MPa
P=0.4MPa

領域3160 (0)=1.24〜1.26g/s,=0.12g/s

140

領域21201(℃)

1002 （kW/m K）

2z, 高さ（m）

領域２に対する実験式を改良する必要がある．
101.50.1

領域180600.1MPa
0.2MPa0.4MPa40
200.01

000.5

11.5

22.5z, 高さ（m）

0.001
0.001

0.010.1
2
 (kW/m K)

1

図12 蒸気・空気混合気体温度分布の計算値と測定値の比較

10

図11 凝縮熱伝達率の計算値と測定値の比較

7.

結論

本実験では (5),(6) 式により熱流束を求めたが，そPWR プラント停止時のミッドループ運転中に RHRの妥当性と測定誤差は明確でない．この方法による系統をはじめとした複数の冷却機能が喪失した場合，熱伝達率の測定誤差を評価することは容易でないため，SG によるリフラックス冷却が期待される．本報告では，導出した凝縮熱伝達率の実験式を用いて混合気体の圧力 0.1 〜 0.4MPa で内径 19.3mm の鉛直円管内にお温度分布を計算し，測定値と比較した．(17) 式によ

ける気液対向流での蒸気・空気混合気体のリフラッ

る混合気体の温度分布の計算値と測定値の比較を

クス伝熱実験を行い，凝縮熱伝達率の実験式を導出し，図 12 に示す．計算結果は実験結果に対して比較的よ以下の結論を得た．

く一致していることから，(5),(6) 式を用いた熱流束（１）蒸気・空気混合気体の温度測定値から飽和状態の測定方法は妥当と考える．計算値と測定値に差のを仮定して蒸気と空気の分圧を求め，分圧比と

299

質量流量比の関係から蒸気流量を計算し，従来添字測定が困難であった低熱伝達領域での熱流束を: 空気蒸気流量の軸方向変化から測定する方法を提案

: 冷却水，凝縮した．

: 凝縮液膜（２）蒸気・空気の混合流が層流の場合，凝縮熱伝達: 気相率は蒸気と空気の質量流量比または分圧比に依: 内側，界面存し，混合気体の流れは熱伝達率に顕著な影響: 外側を及ぼさない．この範囲では，液膜熱抵抗は無

: 蒸気

視でき，界面熱伝達率を無次元化したヌセルト: 伝熱管表面数は蒸気と空気の分圧比の 0.75 乗に比例した．
（３）蒸気レイノルズ数の影響を考慮した乱流条件を文献含むヌセルト数と凝縮熱伝達率の実験式を導出し，混合気体の温度分布を計算すると測定値と比較的よく一致した．このことから，低熱流束を混（１）S. A. Naff, G. W. Johnsen, D. E. Palmrose, et al., ! 



" 合気体の温度と蒸気流量の軸方向変化から測定#"$"! %"      &する方法の妥当性を確認した．

$

今後の課題として，乱流条件における凝縮熱伝達率の測定が少ないため，データを充実し乱流状態を含む凝縮熱伝達率評価式の精度を向上する必要がある．

NUREG/CR-5855, U. S. Nuclear

Regulatory Commission, (1992).
（２）B. Noel, D. Dumont,

Effect of Non-Condensable

Gas on Steam Generator Condensation Heat
Transfer: BETHSY Test 10.2,  "   

記号#""" '"" "  (" "" 

Nice, France, May 26-30, (1997).
2（３）T. J. Liu,

Reflux condensation behavior in a U-

: 伝熱面積 (m ): 定圧比熱 (kJ/kg・K)

tube steam generator with or without noncondensables,: 直径 (m) (" "" " ) " 204, 221(2001).
2（４）T. Chataing, P. Clement, J. Excoffon, et al.,: 重力加速度 (m/s )2A: 熱伝達率 (kW/m ・K)

general Correlation for Steam Condensation in Case

: 蒸気の蒸発潜熱 (kJ/kg)

of Wavy Laminar Flow along Vertical Tubes,: 見かけ速度 (m/s)

Proceedings of Ninth International Topical Meeting2

: 熱通過率 (kW/m ・K)

on Nuclear Reactor Thermal Hydraulics, San: 代表長さ (m)Francisco (CA), Oct. 3-8, (1999).

: 分子量 (kg/mol)

: ヌセルト数

the CATHARE Film Condensation Model on: 空気の分圧 (Pa)

Coturne experiment,

: 蒸気の分圧 (Pa)#""" '"" "  (" "" 

: 全圧 (Pa)（５）L. Pilon, G. Geffraye, T. Chataing, Validation of      " *San Diego, May.10-14, (1998).
2（６）Y. M. Moon, H. C. No, H. S. Park, et al., ": 局所熱流束 (kW/m ): 半径 (m): レイノルズ数(0": 温度 (℃)

Regulatory Commission, (2000).

(+,%)-./0'" ""NUREG/IA-0181, U. S. Nuclear（７）M. H. Chun, K. W. Won, I. C. Chu,"Anδ: 凝縮液膜厚さ (m)Experimental Investigation of Reflux Condensation

λ: 熱伝導率 (kW/m・K)

Phenomena in Multiple U-Tubes with and withoutρν

3: 密度 (kg/m )2: 動粘性 (m /s)

Noncondensable Gas, "   /112 3(#""" " (" ""'"  "

300

0" New York (NY), Nov. 11-16, HTD-Vol. 369-2, 99 (2001).
（８）植田辰洋，気液二相流，養賢堂，東京，130(1988).
（９）Vierow, K., Nagae, T., Wu, T, Experimental
investigation of reflux condensation heat transfer inPWR steam generator tubes in the presence ofnoncondensable gases, 21 "" &!  45( & 216, Seoul,Korea, October 5-9, 2003.
（10）M. Murase, Y. Kataoka, T. Fujii,

Evaporation andcondensation heat transfer with a noncondensablegas present, (" """) "

141, 135 (1993).
（11）W. H. McAdams, &York, 329 (1954).

" McGraw-Hill, New