†Fax:+81 44-861-7637 E-mail:ohopp03＠fujitsu-general.com
コンパクト熱交換器に関する性能評価
－第１報：流動性能と凝縮性能－
王 凱 建*† 高 橋 俊 彦* 奥 山 亮* *株式会社富士通ゼネラル研究所（213-8502 川崎市高津区末長 3-3-17） 要 約本研究では，コンパクト性を極めた熱交換器（'Innovative Smart Channel' Heat Exchanger (ISC_HEX) ）
の流動性能と凝縮性能を調べ，その特性を明らかにするとともに，Air To Water Heat Pump (ATW)用水－
冷媒用ISC_HEX を開発した．ISC_HEX の水側の圧力損失は，その出入口間の圧力損失の計測結果から 推測した形状損失の占める割合が支配的であり，チャンネルの形状を工夫することにより 0.65m/s の流 速条件においてその出入口間の圧力損失を従来熱交換器より大幅に減少させることが十分に可能であ る．冷媒R 410A を使用して熱交換能力を 3.5kW 一定とした実験条件において最大出湯温度 75°C が得ら れた．このときの単位体積あたりの熱交換量はプレート式熱交換器の3.3W/cm3に対して69.4W/cm3に達 した．熱交換能力を変化させる実験条件において最大熱交換量5.8kW を実現し, 最大出湯温度 58°C が 得られた．また，今回の実験でISC_HEX は 5500～8500W/(m2･K)の熱通過率を実現した． キーワード: 熱交換器 圧力損失 冷媒 凝縮 熱通過率
1. 緒 言
これまでに著者らは熱交換器のコンパクト性 向上の設計手法1) について述べてきたが，本報 にてその熱交換器のプロトタイプの流動性能と 凝縮性能について取り上げる． マイクロチャンネルに関する流動性能並びに 伝熱性能の研究成果 2-4) が多数あり，それらの 基礎特性が把握されつつある．しかしながら， これらチャンネル構成は単数または単層複数の ものが殆どであり，製造上の課題により長らく 多層構造の大規模なマイクロチャンネル群が実 現できず，その流動性能と凝縮性能について言 及することができなかった． 漸く近年になって，金子ら5) による耐圧性に 優れた多層構造の大規模なマイクロチャンネル 群を有した熱交換器の圧力損失と熱交換能力に 関する実験結果が報告されたが，熱交換器出入 口部や内部チャンネルの形状変化等で発生した 抵抗損失 6)（形状損失）が熱交換器出入口間の 圧力損失に占める割合が明確になっておらず， 実用的観点から従来の熱交換器との流動性能の 比較が十分にできなかった．また，金子ら5) は 伝熱性能について言及したが，空気，水による 単相領域の評価と水－水蒸気による二相流の評 価であり，R 410A や R 32 といった冷媒を用い た蒸気圧縮式サイクルの凝縮性能を検討・評価 するには必ずしも適切ではなく，300～400 μm 程度の水力直径で構成された大規模なマイクロ チャンネル群の凝縮性能に関する基礎的知見に ついても十分に得られていない．更にこの種の 水 － 冷 媒 熱 交 器 を Air To Water Heat Pump（ATW）で実用化するために流動性能と凝縮性 能の解析的検討を進めていくにあたり，理論と 実験データとの比較も極めて重要で，これを蓄 積することが必要と考える． 以上のような経緯から著者らは ATW での実 用のためにコンパクト性を極めた高耐圧，低圧 力損失，低熱抵抗及び省材料・省冷媒を特徴と し，更に冷凍サイクルにおいて省エネを実現し た大規模なマイクロチャンネル群を「イノベー ティブスマートチャンネル®」へと発展させ，そ の優位性をベースに熱交換要素の集約，真空断 熱，流れ場と温度場に対する高度なセンシング 技術の開発など将来的にIoT 化し易い「イノベ ー テ ィ ブ ス マ ー ト チ ャ ン ネ ル®」 熱 交 換 器 （ISC_HEX）の開発を進めてきた． そこで本報告では，まず ISC_HEX の流動性 能を測定し，熱交換器出入口間の圧力損失にお ける摩擦によるエネルギー損失（摩擦損失）と Vol.34, No.4 (2017), pp.393-404，原稿受付：2017 年 9 月 21 日
チャンネルの流出入・形状変化によるエネルギ ー損失（形状損失）の構成比を調べる．また， 得られた知見から同等な熱交換能力を有する市 販のプレート式熱交換器（Plate HEX）より圧力 損失の小さい ISC_HEX を開発し，流動性能の 比較を行う．次に熱交換能力を変化させる条件 と熱交換能力を一定とした条件での ISC_HEX の凝縮性能をそれぞれ調べた上で Plate HEX の 凝縮性能と比較し，ISC_HEX の凝縮性能の優 位性を明らかにする．
記
号
A 伝熱面積 m2 cp 定圧比熱 kJ･kg-1･K-1 de 水力直径 mm F 水の体積流量 l･min-1 f 摩擦係数 － G 水の質量流量 kg･s-1 K 熱通過率 W･m-2･K-1 L チャンネル長さ mm M 質量流量 kg･s-1 Ma 質量 kg N 圧縮機回転数 Hz Nch チャンネル数 － NF ファン回転数 rpm NTU 移動単位数 － Nu ヌセルト数 － P 圧力 kPa p 圧力 MPa ΔP 圧力損失 kPa PLS 膨張弁開度 pulse Q 熱交換能力 kW Re レイノルズ数 － S 断面積 m2 T 温度 K or °C t 凝縮温度 °C ΔT 温度差 K ΔTm 対数平均温度差 K V トータル体積 cm2 v 水の平均速度 m･s-1 ギリシャ記号 ξ 形状損失係数 － Ω 冷媒封入量 g ρ 密度 kg･m-3 添字 i 自然数 in, out 入口，出口 total トータル ref 冷媒 w 水 pp ピンチポイント COMP 圧縮機 COND 凝縮器 EEV 電子膨張弁2. ISC_HEX
Table 1 と Fig. 1 に実験用 ISC_HEX と比較用 Plate HEX のチャンネルと凝縮器としての仕様 を示す．何れの熱交換器も厚さ0.3 mm の SUS 板を積層し，冷媒層と水層を交互に形成して一 体化した．Plate HEX のチャンネルがプレスと ブ レ ー ジ ン グ 加 工 で 形 成 し た の に 対 し て ， ISC_HEX のチャンネルはエッチングと拡散接 合により形成した．ISC_HEX のチャンネルの壁 （側壁）の高さは0.2 mm とした． Table 1 Specifications of heat exchangers for the experiments
Item Unit ISC_HEX Plate HEX Common
Water Side R 410A Side Water Side R 410A Side
de mm 0.43 0.32 4.82 4.82
Item Unit Value
Nch － 216 288 6 6
L mm 21.47 21.47 278 278 F l/min 1～10
Ma kg 0.24 1.78 ΔT K 5～50
(a) Palate HEX
(b) ISC_HEX
Fig. 1 Heat exchanger for expriments (Unit: mm) ISC_HEX は He による真空吹付け法でリーク 検査を行い，冷媒漏洩基準の年間 2 g 相当 1.4×10-6 Pa･m3/s 以下の 1.0×10-10 Pa･m3/s を実現 した．耐圧性能では設計圧力4.5 MPa の 1.5 倍 以上の6.9 MPa で漏れ等の異常は確認されなか った．更に4.5 MPa に戻したとき外観上の膨ら みや漏洩等の異常がないことも確認した．
3. 流動性能
3.1 実験装置および実験条件 Fig. 2 に実験ループの概略を示す．実験ルー プは給水ポンプで送水し，バイパス回路の流量 を流量調整バルブで調節することで熱交換器に 流れる流量を設定する．流量と圧力損失の計測 は10 秒平均とした．排水ポンプは，貯水タンク に規定以上の水が溜まった場合に作動する．気 温並びに水温は図に示す各温度センサー （T 型 熱電対）で計測する．なお，熱交換器の冷媒流 路は大気に開放した状態で計測を行った．Fig. 2 Schematic diagram of experimental apparatus 水の流量条件は次式（1）7) による．ISC_HEX による昇温の最小のΔT を 5 K（床暖房仕様）8)， 最大のΔT を 50 K（水道水の夏期平均温度 25°C， 最高出湯温度75°C），加熱能力を 3.5 kW とする と，体積流量F の範囲は 1～10 l/min となる． Q＝cp·G·(Tout－Tin)＝cp·G·ΔT (1) 3.2 実験結果及び考察 Fig. 3 に ISC_HEX の水の体積流量 F の変化に 対する熱交換器出入口間の ΔPtotalの計測結果を 示す．ISC_HEX の流路断面積 S は Plate HEX の 約1/18 で，流量条件 10 l/min では ΔPtotalがPlate HEX の約 25 倍となっている．このため，Plate HEX の v は低く，圧力損失が小さい． ここで，ΔPtotalの構成9)を調べるために式（2） を用いて摩擦損失と形状損失を明確にする． 式（2）第 1 項（摩擦損失項）の f は Fanning の摩擦損失係数10)であり，今回は水の流動様式 を層流（Re＜2300）として設計したため f =16/Re
Fig. 3 Experimental results of ΔPtotal
40 76 31 7 27 8 37.9 70 50 14.4
① Feed Pump ② Flow Control Valve ③ Heat Exchanger ④ Flow Sensor ⑤ Differential Meter ⑥ Drainage Pump ⑦ Water Storage Tank ⑧ Thermo-Sensors
0 50 100 150 200 250 300 0 2 4 6 8 10 12 ○：ISC_HEX ●：Plate HEX ΔP total [k Pa] abt. 25 times F [l/min] Tap Water ⑧ ② ④ ⑥ Drainage ③ ⑧ ② ⑦ ④ ⑤ ①
とし，相対的な比較を行うので流路断面形状の 影響を無視した．式（2）第 2 項（形状損失項） は熱交換器の入口から出口までの間に発生しう る形状損失の総和である． ΔPtotal＝(1/2)·4·f·ρ·(L/de)· v2 +(1/2)·ρ·Σ ξivi2 (2) Darcy の摩擦損失係数6) 4f の計算結果を Table 2 に示す．何れの熱交換器でも 4f 値にそれほど の乖離はないが，ISC_HEX の方がやや小さい． 形状損失項の計算結果をTable 3 に示す．これ は測定結果であるΔPtotalから式（2）第 1 項の計 算結果を引いたものである．実験ではISC_HEX とPlate HEX の内部流れを共に層流と仮定して いるが，水の流速はISC_HEX の方が PlateHEX より断然大きくなっている．何れの熱交換器も 第1 項に比して第 2 項が桁違いに大きくなって おり，推定される形状損失係数はPlate HEX で 0.56～0.90，ISC_HEX で 0.04～0.12 であるが， Plate HEX の方が平均して一桁程度大きくなる． したがって，ISC_HEX の形状損失係数が小さい 特徴を生かしてv を抑制できれば ΔPtotalも低減 できると考える． 更に水力直径が数百 μm のチャンネルで Re が増加してもNu が一定値の間に分布しており， Re による Nu の変化は見られなかった11)領域で 設計すれば，熱抵抗低減特性（温度境界層厚さ 低減の効果を生かした性質）を損なわずに目標 とするΔPtotalに適合した設計が可能となる．
Table 2 Re and Darcy’s friction factor 4f
Table 3 The estimates of friction and shape losses
Table 4 に熱交換器の ΔPtotal並びに摩擦損失と
形状損失に寄与するパラメータの影響について
まとめた．特に何れの熱交換器でも式（2）第 2
項の形状損失が ΔPtotalにおいて極めて支配的で あり，ISC_HEX の形状損失係数は Plate HEX の
それより一桁程度小さくなっている．Fig. 4 に
設計目標とするv の ΔPtotalを示している．一例 と し て ， 今 回 の 実 験 に 使 用 し た 熱 交 換 器 の
ΔPtotalの設計値上限を12 kPa（Fig. 4 水平矢印←）
とした場合，Plate HEX の v は最大 0.20 m/s（Fig. 4 垂直矢印①↓）であり，ISC_HEX の v は最大 0.65 m/s（Fig.4 垂直矢印②↓）となる．即ち， 式（3）より同じ流量条件での ΔPtotalに対して ISC_HEX は Plate HEX よりも S を小さく設計で きる可能性がある．よって， Plate HEX と同じ
G＝ρ
·
v·S (3)Fig. 4 The diagram of design v
F (l/min) ISC_HEX. F (l/min) Plate HEX Re 4f Re 4f 1.02 150 0.427 1.00 91 0.702 2.07 304 0.211 2.03 185 0.346 3.06 449 0.142 3.03 276 0.232 4.05 595 0.108 4.04 368 0.174 5.00 734 0.087 5.00 456 0.140 6.00 881 0.073 6.07 553 0.116 7.02 1031 0.062 6.96 634 0.101 8.06 1184 0.054 8.02 731 0.088 9.01 1323 0.048 9.02 822 0.078 9.96 1463 0.044 9.96 908 0.071 F (l/min) ISC_HEX. F (l/min) Plate HEX 1st term (kPa) 2nd term (kPa) 1st term (kPa) 2nd term (kPa) 1.02 1.30 7.09 1.00 0.01 0.16 2.07 2.65 14.12 2.03 0.01 0.57 3.06 3.91 25.30 3.03 0.02 1.09 4.05 5.18 40.31 4.04 0.03 1.94 5.00 6.40 63.98 5.00 0.04 2.75 6.00 7.68 90.69 6.07 0.04 4.00 7.02 8.98 122.73 6.96 0.05 5.14 8.06 10.31 158.83 8.02 0.06 6.60 9.01 11.53 195.45 9.02 0.07 8.27 9.96 12.74 236.83 9.96 0.07 10.01 ΔPtotal [k Pa] 0.1 1 10 100 1000
ΔPtotalとなるような ISC_HEX の v がわかり，
そのv から必要な S が決定される．更に S の大
きさを調整してv の最大値を低く抑えれば，
ΔPtotalがv2に比例して減少するため，Plate HEX
よりも低い ΔPtotalの ISC_HEX の設計が実現可 能と考える．
(a) Palate HEX (ATW)
(b) ISC_HEX
Fig. 5 Heat exchanger for expriments (Unit: mm)
3.3 ATW 用 ISC_HEX の開発
これまでに述べた知見によりATW 用 SUS 製
質量 3.17kg のプレート式熱交換器（Plate HEX (ATW) Fig. 5 (a)）との比較試験用として，Fig. 5 (b)に示す ATW 用 SUS 製質量 1.3kg の ISC_HEX
を試作した．設計はTable 1 に示すチャンネル仕 様でチャンネル数のみ8 倍の 1728 に増やした． 定格時の水流量と能力はそれぞれ14.4 l/min（流 量範囲：5～20 l/min），5 kW であった．定格流 量時のv と，Fig. 4 白丸（○）に示すF と v 関係 から得られた ΔPtotal ( v )の近似式から ΔPtotalは 11.2 kPa と予測され，Plate HEX (ATW)は定格流
量でのΔPtotalの予測結果は17.0 kPa であった．
Fig. 6 に試作 ISC_HEX の F と ΔPtotalの計測結
果（〇）を示し，併せてPlate HEX (ATW) の計
測結果（●）もプロットした．これらの結果を
二次式による最小二乗近似を行い，定格流量時
のΔPtotalを算出したところ，誤差はISC_HEX で
Fig. 6 The experimental results of ΔPtotal and
the estimstes of rated value of flow rates Table 4 The contribution of parameters to total pressure drop, friction and shape Cross section & flow rate
Plate HEX ISC_HEX
Origin of ΔPtotal f 2 of Eq. (2)1st term and Σ ξi i2 of Eq. (2)2nd term
Characteristic Σ ξi i2≫f 2
Friction loss As laminar flow, contributed to the magnitude of directly
Shape loss Large effect of Σ ξi Large effect of 2
40 MAX 95 MA X 32 5 (2 69 ) 35.5 10 6 80 43.2 0 10 20 30 40 50 0 10 20 30 abt. 2 times Exp. Est. ○ △ ：ISC_HEX
● ▲ ：Plate HEX (ATW)
Rated flow ΔP total [k Pa] F [l/min]
+0.7%（△），Plate HEX (ATW) で－14.5%（▲） であった．ISC_HEX の ΔPtotalをPlate HEX (ATW)
より最大流量条件で約54%，定格流量条件で約 44%低く抑えることに成功した．なお，ATW 実 機による比較試験では，ISC_HEX を同じ配管回 路の条件において，同じ水の出入口温度でPlate HEX (ATW)と同等以上の流量が得られ，高い熱 交換能力を達成できた． このように任意の ΔPtotalに対して十分に検討 されたチャンネルの形状設計及び製作が可能で あれば，ISC_HEX において Re が増加しても Nu が増加しないようなv の範囲で設計することに より従来の熱交換器に比べて ΔPtotalを小さく， かつ，高い伝熱性能を有する ISC_HEX の開発 が可能であることを実証した． 以上で述べたように代表水力直径が数百μm の大規模なチャンネル群で構成した ISC_HEX において，ΔPtotalを十分に抑制できる妥当な流 速範囲が存在し，その範囲において ΔPtotalを任 意に設計することが可能である．ISC_HEX の出 入口間に生じた圧力損失において形状損失の占 める割合が支配的であり，十分に検討されたチ ャンネル形状損失を低減させるチャンネルの形 状設計が重要である．ISC_HEX 出入口間に生じ る圧力損失を従来熱交換器より減少させること が十分に可能である．
4. 凝縮性能
4.1 実験装置および実験条件 Fig.7 に熱交換器の凝縮性能評価実験ループ の概略を示す．冷媒供給装置①は温度管理可能 な部屋に設置し，その環境温度は 18°C に設定 した．圧縮された冷媒 R410A は，断熱槽②内 に設置された凝縮器③（Fig. 1 (a), (b)）の冷媒流 路に入る．温度と圧力の測定誤差を減らすため に凝縮器の冷媒流路出入口のそれぞれに混合器 （Fig.7 の M）を設け，冷媒温度と圧力を計測 する．冷媒流路出入口間の圧力損失を差圧計に より計測する．なお，圧縮機出入口の温度と圧 力，蒸発器出入口の温度も計測し，冷凍サイク ルの状態を把握した．圧縮機の周波数（回転数） 制御はPC（パーソナルコンピュータ）から通信 治具を経由して所定周波数を入力して実行した． その他に電子膨張弁の開度並びに冷媒供給装置 ①内のファン回転数の制御は圧縮機の周波数制 御と同様に PC から通信機器を経由させて所定 の実験条件を設定した．水は川崎市水を使用し， 恒温水装置④で温度と流量を調整後，凝縮器③ の水流路に入れる．また，水流路出入口近傍に 温度と圧力計測ポートをそれぞれ設置すること で凝縮器の水出入口の状態を計測する．その際 には，シース型熱電対を水と接触するように設 置 す る ． 凝 縮 器 の 水 流 路 に 生 じ る 圧 力 損 ② i n out in ③ P, T i n out P, T in M M Water Plug ④ ⑥ ⑤ ④Data Logger Apparatus RS-232C ハ Inverter Controller T, P T T, P T Wattmeter ① PC Refrigerant Plug
Differential Pressure Gauge Water Side
Refrigerant Side
Fig. 7 Schematic diagram of experimental apparatus
①Refrigerant Supply Device ②Thermal Insulation Chamber ③ISC_Heat Exchanger ④Thermal Water Bath ⑤Water Flow Meter ⑥Air Vent
失を差圧計で，流量を流量計⑤で計測し記録す る．エアベント⑥で水流路内の空気を排出する． 全ての実験データは記録計で収集し，サンプリ ング周波数5 kHz，サンプリング時間 5 min の平 均値を採用した． Fig. 8 に示す冷媒凝縮温度と水昇温温度の変 化により，次の2 通りの実験条件（Table 5）で 熱交換器単体におけるR 410A の凝縮性能評価 を行った． a) 冷媒循環量（圧縮機周波数で設定）と凝 縮圧力（膨張弁の開度で設定）を共に変化させ， 水入口温度を10 °C とし，水流量を変化量とし て水出口温度を成り行きとしたときの熱交換器 の凝縮能力（熱交換能力を変化させる実験条件） を調べる（Table 5 Control Condition 1）．
b) 水流量 1～10 l/min 並びに水出入口の温度
差5～50 K の条件において水の入口温度として
7，15，25，30，40 °C を設定し，凝縮能力 3.5kW を満足する冷媒回路の動作条件における圧縮機 周波数と膨張弁開度の組合せ（熱交換能力一定 の実験条件）を探る（Table 5 Control Condition 2）．
なお，出湯温度75 °C 及び温度差 5K の試験条 件まで検討する． 4.2 実験結果及び考察 4.2.1 熱交換量を変化させる条件での凝縮性能 Table 5 の Control Condition 1 に示す条件での 実験結果をFigs. 9-12 に示す．Fig. 9 に凝縮器に 入る水の温度を10 °C とし，圧縮機周波数 NCOMP と膨張弁開度PLSEEVの設定（冷媒制御条件）に より冷媒循環量 Mrefと凝縮圧力 pCONDを変化さ せ た と き の ， 水 の 流 量 F の 変 化 に 対 す る ISC_HEX の凝縮能力 Q を示す．F の増加に伴っ てISC_HEX の Q も増大しており，F=8 l/min に てQ が最大値 5.8 kW を得た．冷媒制御条件に より，冷媒循環量が増えれば増えるほど水は加 熱されるが，凝縮器には熱エネルギー交換能力 の上限が存在する． NCOMP =20 Hz では F が増大しても Q は増大せ ず，冷媒が持つ熱エネルギーのポテンシャルが 不十分と考えられる．PLSEEVを増大させるとFig. 10 に示す凝縮温度 tCONDは下降し，Fig. 11 に示
Table 5 The conditions of R410A condensation experiments
Item Unit Control Condition 1 Control Condition 2 R410A
Ωref g 630 630 (ISC_HEX), 700 (Plate HEX)
NCOMP Hz 20, 50, 80 15 - 150 PLSEEV pulse 100, 250, 480 (0) - 480 NF rpm 200 - 1150 100 - 1150 Water Q kW - 3.5 Tin °C 10 7, 15, 25, 30, 40 ΔT K - 5-50 at 5 steps F* l/min 1, 4, 8 1 - 10
* Water flow rate: It is 3.5kW with the temperature difference and the specific heat at constant pressure.
Region of Condensation Tw , tref [° C ]
Entrance of High Temperature Mass Flow of Refrigerant
Mass Flow of Water
ΔTpp Tw, out
Entrance of Low Temperature
Tw, in
Tref, in
Tref, out
NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV ○ 20 100 △ 50 100 □ 80 100 ○ 250 △ 250 □ 250 480 480 480
Fig. 9 Heat exchange capacity
す凝縮器出入口の水の昇温幅 ΔTwも 250 pulse 以降は逓減する．NCOMP =50 Hz で Q が増加し， F を増加させても水が受け取る熱エネルギーに は十分な余裕がある．F=1 l/min の条件において， PLSEEV =100 pulse から 250 pulse（弁開：パルス
値の増加方向）にしたときにQ が 1 kW 程度増
加するが，480 pulse では 250 pulse 時に対して Q の変化程度は少なかった．NCOMP =80 Hz では
F=4 l/min と 8 l/min の条件で PLSEEVの増加に伴
いQ は比例的に増加した．一方，F =1 l/min の
条件ではPLSEEV = 250 pulse までは tCONDは急上
NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV
○ 20 100 △ 50 100 □ 80 100 ○ 250 △ 250 □ 250 480 480 480
Fig. 11 Temperature difference of water between inlet and outlet
NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV
○ 20 100 △ 50 100 □ 80 100 ○ 250 △ 250 □ 250 480 480 480
Fig. 10 Condensation temperature 昇しそれ以降は逓減している．NCOMP =50 Hz と 80 Hz の何れの場合でも PLSEEV = 250 pulse で
tCONDが急上昇するが，250 pulse 以降は tCOND
が逓減していく．
全体的な傾向として ISC_HEX の Q は F，
NCOMP及びPLSEEVの増加に応じて高くなるが，
tCONDはPLSEEV =250 pulse 近傍でピーク値を持つ．
Fig. 10 は NCOMPとPLSEEVによるF の変化と tCOND
の変化を示し，Fig. 11 は F の変化に伴う ΔTw の変化を示している．Fig. 9 の F の変化と Q と の対応関係が ISC_HEX の凝縮性能を理解する 上で重要である．そこで式（4）により tCOND，ΔTw とF との関係を説明すると，両作動流体間の対 数平均温度差ΔTmと移動単位数 NTUwの積は水 の昇温により増大する．F の増加に伴い冷媒の 熱エネルギーは水に奪われてΔTw，Tw,outとtCOND は低下し，ピンチポイントの温度差ΔTppが変化 する．またここで熱コンダクタンスKA12)が一定 であればΔTmはF と ΔTppの影響を受け易い7)． tCONDに対して，F が小さい場合，水の入口温度 Tw,inからの昇温幅が大きくなり，大きな ΔTwが 得られる．また，F の増加に従って tCONDが下が り，Tw,inからの昇温幅が小さくなることで ΔTw も小さくなる． ΔTw=NTUw·ΔTm (4) 実験用 ISC_HEX の凝縮能力実験で得られた 水の出口温度（出湯温度）Tw,outをFig. 12 に示す． 0 2 4 6 8 0 2 4 6 8 10 0 10 20 30 40 50 0 2 4 6 8 10 20 30 40 50 60 0 2 4 6 8 10 Q [k W ] F [l/min] ΔTw [K] F [l/min] tCON D [° C ] F [l/min]
NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV NCOMP PLSEEV ○ 20 100 △ 50 100 □ 80 100 ○ 250 △ 250 □ 250 480 480 480
Fig. 12 Outlet temperature of water Tw,in条件12 °C では F =1 l/min にて，NCOMPを高
い周波数にし，PLSEEVを適正に設定することで
Tw,outを上昇させることができ，Tw,out=58 °C の最
大値が得られた．しかしながら，F が増加する
と，NCOMPと PLSEEVの調整だけでは十分な Mref とtCONDが得られないためにTw,outが上昇しなく なる．また，式（5）から判るように ISC_HEX の凝縮能力を一定として場合，G が多くなると ΔTwは縮小する． Q＝cp,w·G·(Tw,out－Tw,in)＝cp,w·G·ΔTw (5) 4.2.2 熱交換能力一定条件での凝縮性能 Table 5 の Control Condition 2 に示す条件での
実験結果の一部をFig. 13 に示す．その他の実験
条件としては ISC_HEX の ΔTw=5 K における F=3，4，5，6，7，8，9 l/min の 7 条件，または
Fig. 13 Heat exchange capacity
F=1 l/min における ΔTw=5，10，15，20，25，30，
35，50 K の 8 条件でも実験を行い，凝縮能力が 3.5 kW であることを確認した．Fig. 13 に示す実 験結果はISC_HEX と Plate HEX の凝縮能力の比 較であり，ISC_HEX は Plate HEX に対して同等
もしくはそれ以上の結果が得られ，特にF の多
いときの熱交換能力が ISC_HEX の方が高い．
Fig. 14 に Tw,in一定条件におけるTw,outの実験結
果を示す．Tw,outに少しばらつきがあるが，その
原因は水の流量の微小変動にある．Fig. 15 に示
す ΔTwの結果を見ると F が少ない条件では，
Plate HEX が ISC_HEX より 3.7 K も大きくなっ ている．Plate HEX の Tw,outが高くなる原因を調 べた結果，Plate HEX の F が ISC_HEX より 0.11 l/min 少ないためであった．Fig. 16，Fig. 17 には 凝縮能力 3.5 kW を有するときの R 410A の pCONDと過冷却度の測定結果を示す．ISC_HEX
のpCONDがPlate HEX より平均 715.6 kPa 高く， これは同じ PLSEEVと NCOMPの制御条件による ISC_HEX の冷媒の圧力損失が 80～200kPa の間 にあるのに対して，Plate HEX の方は 2～4kPa
しかないためである．また，Fig.17 に示す通り，
過冷却度はISC_HEX の方が Plate HEX より平均 5.7 K も大きい結果となった．
4.2.3 熱通過率 K と熱コンダクタンス KA 式（6） に基づいて ISC_HEX と Plate HEX の 凝縮性能を評価するために上述の実験結果の凝
縮能力と対数平均温度差ΔTmからそれぞれの熱
通過率K と熱コンダクタンス KA を調べた．
Q＝K·A·ΔTm (6)
Fig. 14 Tw between inlet and outlet
10 20 30 40 50 60 0 2 4 6 8 10 0 1 2 3 4 0 2 4 6 8 10 20 40 60 80 100 0 2 4 6 8 10 Tw, out [° C ] F [l/min] Q [k W ] F [l/min] ○：ISC_HEX ●：Plate HEX F [l/min] Tw, in ， Tw, out [° C ] ○：ISC_HEX ●：Plate HEX Tw, in
KA[ W /K ] ] K [W /(m 2 K )] ]
Fig. 15 Temperature difference of water
Fig. 17 Sub-cool degree
Fig. 18 を見ると，ISC_HEX の K は Plate HEX よ り ほ ぼ 一 桁 大 き い ．R ew の 増 加 に 伴 い ISC_HEX の K は増加し Rew=950 程度でピーク
を取る．その変化幅は約3000 W/(m2･K)である． 一方，Plate HEX の K は Rewの増加に対して変 化が小さい．Plate HEX の伝熱面積が ISC_HEX の 約 12 倍 の 大き さ を持 ち な がら ， KA は ISC_HEX と 同程度 である ．今回 評価し た ISC_HEX は比較用 Plate HEX に対して体積 1/18， 質量1/7 であるにもかかわらず，Table 1 に示す 熱交換器の仕様を満たした．ISC_HEX の単位体 積あたりの熱交換量は Plate HEX の 3.3W/cm3 に対して69.4W/cm3に達した．また，実験で得 られた ISC_HEX の圧力損失が大きいという課 題にはトータルのチャンネル断面積の適切な設 計によりPlate HEX と同等以下の圧力損失の実 現が十分に可能であること（Fig. 6）を実証した．
Fig. 16 Condensation pressure between inlet and outlet
Fig. 18 Overall heat transfer coefficient and thermal conductance 以上で述べたISC_HEX の R 410A 凝縮性能評 価の結果から次のことが分った．熱交換能力を 変化させる実験条件において，最大熱交換量5.8 kW を実現し，水の入口温度 10 °C の条件では 水の流量1 l/min で，ISC_HEX の出湯温度 58 °C が得られた．熱交換能力一定（3.5 kW）の実験 条件において，水の入口温度25 °C の条件では 水の流量1 l/min で，ISC_HEX の最大出湯温度 75 °C が得られた．今回の実験で ISC_HEX は Plate HEX と比べて一桁大きい 5500～8500 W/(m2･K)の熱通過率を実現した．
5. 結 言
ISC_HEX の流動性能と凝縮性能を調査する 目的で，水側の圧力損失と凝縮性能実験を行い， 以下に示す結論を得た． 0 15 30 45 60 0 2 4 6 8 10 0 3 5 8 10 13 0 2 4 6 8 10 0.0 1.5 3.0 4.5 6.0 0 2 4 6 8 10 F [l/min] ΔTw [K] ○：ISC_HEX ●：Plate HEX F [l/min] Su b Co ol deg ree [K] ○：ISC_HEX ●：Plate HEX ○：ISC_HEX ●：Plate HEX pCOND [MPa] F [l/min] 0 50 100 150 200 250 0 2000 4000 6000 8000 10000 35 350 3500 ○ K △ KA ：ISC_HEX ● K ▲ KA ：Plate HEX _ Rew [－](1) ISC_HEX の形状損失係数が Plate HEX と 比べ一桁小さい．ATW 用 ISC_HEX を試作
し，出入口間の圧力損失が現在ATW に使用
されているPlate HEXと比べ同等以下とな る結果を得た．
(2) ISC_HEX の熱通過率が Plate HEX と比べ
一桁大きい．熱交換能力3.5 kW 一定の実験 条件で水の入口温度25 °C，流量 1 l/min に てISC_HEX の最大出湯温度 75 °C を達成し た．熱交換能力を変化させる実験条件で ISC_HEX の最大熱交換能力が 5.8 kW を示 した． (3) ISC_HEX の単位体積あたりの熱交換量 がPlate HEX と比べ一桁大きい．熱交換能 力3.5 kW 一定の実験条件でPlate HEXの 3.3 W/cm3に対して69.4W/cm3に達した．
References
1) Wang, K., Kojima, T., Fukaya, M., Okuyama, A., and Shiromoto, K., Study on Impact Performance of Counter-flow Heat Exchanger, Proc.of the 2007
JSRAE Annual Conference, Tokyo (2007), A205. (in
Japanese)
2) Kato, Y., Microchannel Heat Exchangers, Refri- geration, 2011, 8, 86, (1006), pp. 8-13. (in Japanese) 3) Utamura, M., Nikitin, K., Kato, Y., Generalization
of Logarithmic Mean Temperature Difference Method for Heat Exchanger Performance Analysis,
Thermal Science & Engineering 2007, 15(3). (in
Japanese)
4) http://www.asmeconferences.org/ICNMM2012/inde x.cfm, (2012).
5) Kaneko, A., Takeuchi, G., Abe, Y., and Suzuki, Y., Heat Transfer Characteristics of a High Pressure Resistant Layered Microchannel Heat Exchanger,
Trans. of the JSME 75, (758), 2009.10, pp. 58-65. (in
Japanese)
6) Nakamura, Y., and Osake, H., Foundation Engi-
neering: Mechanical fluid engineering, Kyouritu
Publishing Co., Ltd., Tokyo, 1991. pp.87-89. (in Japanese)
7) Yoshida, S., Basic of Heat Transfer Engineering, Rikogakusha Publishing Co., Ltd., 1999.10, pp.184. (in Japanese)
8) http://chofu.co.jp/floor_aircon/seihin_lineup/index.ht ml#item04:(2002-2015)．
9) Morita, Y., Easy-to-understand machine classroom:
Foundation and application of fluid, Tokyo Denki
University Press. Tokyo, 2005. pp. 57-71. (in Japanese)
10) Tomita, Y., A Study on Non-Newtonian Flow in Pipe Lines, Trans. of the JSME 24, (141), 1958.5, pp. 288-294. (in Japanese)
11) Ohara, J., Experimental Study on Forced Convective Heat Transfer Characteristics of Liquid Phase in Microchannels, Journal of National Fisheries
University 61 (4), 2013, pp. 166-172. (in Japanese)
12) Seshimo, Y., and Fujii, M., Compact Heat
Exchanger, Nikkan Kogyo Shimbun Press. Tokyo,
[Original paper] Trans. of the JSRAE, Vol.34, No.4 (2017), pp.***-***
Performance Evaluation of Compact
Heat Exchanger
-1st Report: Flow Performance and Condensing Performance-
Kaijian WANG*† Toshihiko TAKAHASHI* Akira OKUYAMA*
* Fujitsu General Laboratories LTD., 3-3-17 Suenaga, Takatsu-ku, Kawasaki, 213-8502, Japan
Summary
The flow performance and condensation performance of the heat exchanger (ISC_HEX) which is extremely compact are experimentally investigated and analyzed to understand its characteristics in this study firstly. And then, the water to refrigerant ISC_HEX for practical use of Air To Water Heat Pump(ATW)is developed. The ratio occupied by the shape loss estimated from the measurement result of the pressure drop between the heat exchanger inlet and outlet is dominant. The pressure drop between the inlet and outlet of the heat exchanger at the 0.65 m/s velocity condition can be greatly reduced as compared with a conventional heat exchanger. The maximum hot water temperature 75°C was obtained under the control condition of a heat exchange capacity of 3.5 kW, using the refrigerant R410A. In this case, value of a heat
exchange capacity for unit volume is 69.4 W/cm3 against to brazing plate heat exchanger is 3.3 W/cm3. The maximum heat
exchange capacity of 5.8 kW is realized and the maximum outlet hot water temperature reached 58°C with the ISC_HEX, under exprimental conditions that change the heat exchange capacity, using the refrigerant R410A. Also, that the overall
heat transfer coefficient reached 5500 to 8500 W/m2· K in our experiment using the ISC_HEX is clarified.
Keywords: Heat exchanger, Pressure drop, Refrigerant, Condensation, Overall heat transfer coefficient
