69ＯＴＥＣ
Vol. 25（2020），69 ～ 74

直交流型プレート式熱交換器を用いた海洋温度差発電の性能評価
安永 健*1，中村 泰誠*2，奥野 智也*2，池上 康之*1
Performance Evaluation of the Ocean Thermal Energy Conversion System Using Cross-Flow
Plate Type Heat Exchangers
Takeshi YASUNAGA*1, Taisei NAKAMURA*1 and Tomoya OKUNO*1, Yasuyuki IKEGAMI*1*1
Institute of Ocean Energy, Saga University, 1 Honjo-machi, Saga-shi, Saga 840-8502
Graduate school of Science and Engineering, Saga University, 1-Honjo, Saga-shi, Saga 840-8502*2

Abstract
Ocean thermal energy conversion (OTEC) uses the seawater temperature difference between the surface and the deep togenerate electricity. In the process, the optimum running condition of the heat source and heat engine gives the maximum netpower. Conventional thermal efficiency and exergy hardly express the effectiveness of the system, although the system is fairly
simple compare to the other complex chemical processes. This paper evaluates the comprehensive power generation
performance by applying the finite-time thermodynamics (FTT) models, which is able to analyze the performance of OTEC
systems. The system applied the Rankine cycle with the ammonia as the working fluid using cross-flow plates as the evaporator
and the condenser. The FTT model based on the experimental are constructed. As the results, the analysis and the model reveals
the power generation characteristic and the overall internal irreversibility of the heat engine.
Key words : OTEC, Finite-time thermodynamics, Cross flow heat exchanger, Plate type heat exchanger

1. 緒

言

海洋温度差発電（Ocean thermal energy conversion, OTEC）は，30 ℃程度の表層海水と 5–10 ℃程度の深層海水を利用し，その温度差（20 ℃程度）である顕熱の熱エネルギーを仕事に変換する発電システムである．既往の火力・原子力発電などの外燃機関では，タービン入口温度の設計は，燃料の燃焼温度ではなく，燃焼熱から蒸気を得るボイラ等の耐熱温度が制約となるが，OTEC の熱機関から得られる出力は，この熱機関が利用する有効な温度差と熱源から得られる熱量のバランスによって決定されるため，発電出力が最大となる最適な熱バランスを考慮した設計が肝要である(Curzon and Ahlborn, 1975, Ibrahim, et al., 1991, 1992 , Ikegami and Bejan, 1998)．これらのFinite-time thermodynamics（FTT）の概念を基に，両海水の平衡温度を基準とした熱力学モデルを提案し，海洋の有効熱エネルギーを用いて熱機関の変換効率を評価する標準熱効率やエクセルギー効率などの性能評価手法(安永他，2018，Yasunaga and Ikegami, 2020)，さらには熱交換器の性能評価方法への適用が提案されている(Yasunaga,et al., 2018, Fontaine, et al., 2019)．一方，熱機関の有効な温度差を増加させるため，アンモニア/水などの非共沸混合媒体を用いた発電システム(安永他，2008)，多段の発電システムなどの研究が行われており，蒸発・凝縮温度を多段化することで，理論的な発電出力の増加が示されている(Ikegami, et al., 2018)．また，近年では，海水を真空容器に入れて蒸発させた蒸気の凝縮潜熱を用いて発電システムを加熱するハイブリッドサイクルを用いることで，蒸発器内の表層海水による海生生物汚れの対策，耐海水性の熱交換器の材料の低廉化および海水淡水化を同時に実施することが提案されている(池上他，2020)．
OTEC の発電システムの性能評価として，これまで，対向流のシェル&プレート式やフレーム&プレート式熱交換器を用いた OTEC の実験装置について，FTT を用いた性能評価が行われており，熱源側の圧力損失に起因する熱源ポンプ動力がタービン出力の約 4 割以上を占め，そのエクセルギー効率は 10%程度であることが示されている(安永，池上，2020, Yasunaga and Ikegami, 2020)．
原稿受付 2020 年 11 月 20 日
*1
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）*1
佐賀大学大学院理工学研究科（〒840-8502 佐賀県佐賀市本庄町 1）
E-mail of corresponding author: yasunaga@ioes.saga-u.ac.jp

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安永 健，中村 泰誠，奥野 智也，池上 康之

本研究では, 熱交換器の圧力損失低減を目的として製作された直交流型熱交換器を用いた海洋温度差発電装置の性能評価を行い, FTT モデルを用いて実験装置の不可逆損失を明らかにした結果について報告する．
2. FTT モデル基礎関係式
図 1 に熱機関としてランキンサイクルを用いた OTEC の T–s 線図の概念図を示す．発電では，温度 TW の温海水から熱機関へ熱量 QW が伝達され，熱機関は熱エネルギーを仕事 W に変換し，熱機関から温度 TC の冷海水へ熱量 QC が伝達される．
(1)� � 𝑄𝑄� � 𝑄𝑄�

𝑄𝑄� � �� �𝑈𝑈� � 𝑈𝑈�,� � � �𝑈𝑈𝑈𝑈𝑈𝑈𝑈� ����𝑄𝑄� � �� �𝑈𝑈�,� � 𝑈𝑈� � � �𝑈𝑈𝑈𝑈𝑈𝑈𝑈� ����(2)S��� � ∑ S���� ���� � ∑ S���� �������� � ∑ S���� ������ � ∑ S�������� � 0(4)(3)

ここで，C は熱容量流量（質量流量と比熱の積）[kW/K]，T は温度[K]，U は熱通過係数[kW/(m2K)]，A は伝熱面積[m2]，Tm は対数平均温度差[K]を示し，添え字の W，C，Eva，Con，O はそれぞれ表層海水，海洋深層水，蒸発器，凝縮器，および出口の状態をそれぞれ示す．このエネルギー変換過程でのエントロピー生成量 Sgen は，熱機関で利用した熱源の系外への熱の放出 Sheat leak，伝熱過程 Sheat transfer，熱機関のエネルギー変換過程 Sheat engine，システム内部の自己消費動力 Sbackwork の総和となる．

ここで，OTEC において熱エネルギーを仕事に変換する熱機関に対し，海水の取排水，熱交換過程を含む全体のプロセスを発電システムと定義すると，Sheat leak の最小化は熱源の熱エネルギーの発電システム外への排出を最小化する，即ち，熱機関における仕事の最大化を示す．よって，理想的な熱機関を用いて Sheat leak を最小化した場
合は熱源のエクセルギーEx,OTEC となる(Yasunaga and Ikegami, 2020)．
���

�

�

��

𝐸𝐸�,���� � �� 𝑇𝑇� � C� 𝑇𝑇� � �C� � C� �𝑇𝑇� ����� 𝑇𝑇� ������

(5)

熱交換過程でのエントロピー増加は，熱を伝達する際の有限温度差によって生成される因子と流動に伴う圧力損失に起因する要素に分類でき，前者は一般的に伝熱性能として評価される．一般的に熱交換器の性能は，熱交換器の単体の性能としてのエントロピー生成量が評価されるが，本報では発電システムの仕事として評価する．
即ち，熱機関が利用可能な有効な温度差は熱交換器の伝熱性能によって決定され，熱源側の流動に伴う圧力損失
はシステム内部の自己消費動力を生じ，作動流体側の圧力損失は熱機関のエネルギー変換過程における損失となることから，熱交換器の性能は式（4）右辺の第 2－第 4 項の各項に影響を及ぼす．
Sheat engine において，熱機関内部の総括不可逆損失（）を次式で定義する安永，池上，．
T
TW
TW,OTC,OTH
TLTCsFig. 1 Conceptual T – s diagram of the Rankine cycle.

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直交流型プレート式熱交換器を用いた海洋温度差発電の性能評価

Separator

Reducing valve

Evaporator

TWCondenser

TCTW,OWarm
water
pump

TC,OCold
water
pump

Working fluid pumpFig.2 Schematic flow diagram of experimental apparatus.
𝑆𝑆�� � �𝑆𝑆��� ������(6)�� � �0��

ここで，は熱機関の作動流体の熱物性や流動，膨張，圧縮過程における不可逆損失を総括した値を示す．
熱機関から得られる最大の仕事は，式（4）右辺の第 1－第 3 項を最小化すると，𝑊𝑊�,��� ����� �� ���� ���� ���� ���� ����� ���� ��� ����(7)ここで，は NTU を用いて与式で定義する．
(8)𝜀𝜀��� � 1 � � ������� , 𝜀𝜀��� � 1 � � ���������� ���(9)�

最大仕事における発電システムの正味出力 Wm,NTU,net は，𝑊𝑊�,���,�,��� � 𝑊𝑊�,��� � �� � �� ���� �� ���� ���� ����,���� ���� ��� ����� �������� ���

�������

�(10)

ここで，P はポンプ動力[kW]，P はポンプの機械効率を示す．

3. 実験装置および実験条件
3・11 OTEC 実験装置
図 2 にランキンサイクルを用いた OTEC 実験装置の概略フロー線図を示す．本実験装置は蒸発器, 凝縮器, 減圧弁, 気液分離器, 作動流体ポンプおよび熱源ポンプで構成されている. 蒸発器で蒸気となった作動流体が気液分離器, 減圧弁を介して凝縮器で液体となった後, 作動流体ポンプで再び循環される. 熱交換器の仕様を表 1 に示す．熱交換器のプレート材質はチタンを使用した．各プレートによって隔てられた流路を高温流体と低温流体が交互に直交流で流れ熱交換する．ただし, 温水，冷水は水平方向に流れ，蒸発器および凝縮器は同仕様である． 本実験ではタービンを模擬した減圧弁出入口の圧力を測定し, この圧力差でタービンが運転した場合の仕事量を算出し, タービン出力と仮定した. 温熱源にはボイラで加熱して温度調整した温水, 冷熱源には冷凍機で冷却して温度調整した冷水を用いた．サンプリング周期は 1 Hz で, 10 分間の定常運転の後, 30 分間の定常運転時の平均値を用いて解析を行った. 作動流体にはアンモニア純媒体を使用し, アンモニアの熱物性計算には
REFPROP（Ver10.0）を使用した.

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安永 健，中村 泰誠，奥野 智也，池上 康之

Table 1 Specification of plate heat exchanger
Parameter
Structure
Length [mm]

Value
Frame
2,400

Width [mm]709

Plate clearance [mm]Number of plate [-]Heat transfer area [m2]

2.8
48
87.4

Table 2 Experiment condition
Item
Warm source inlet temperature [℃]
Cold source inlet temperature [℃]
Warm source flow rate [kg/s]
Cold source flow rate [kg/s]
Working fluid flow rate [kg/s]

Value29, 31
920, 30, 40 ,50
370.383・22 実験条件
実験条件を表 2 に示す．実験では, 冷水入口温度を 9 ℃, 冷水流量を 37 kg/s, 作動流体流量を 0.38 kg/s で一定とし, 温水入口温度を 29, 31 ℃, 温水流量を 20, 30, 40, 50 kg/s と変化させた．
4. 発電システムの性能評価
4・11 直交流型プレート式熱交換器の性能
熱交換器の熱通過係数 U は対数平均温度差Tm および伝熱面積 A を用いて，次式から算出した．
(11)

𝑈𝑈 � � �∆𝑇𝑇� ��∆𝑇𝑇� �

���,� ���,� �����,� ���,� �(12)������,� ���,� ����,� ���,� ��

ここで添字の H は高温側の流体, L は低温側の流体を示す.蒸発器では低温側の流体の出入口, 凝縮器では高温側の流体の出入口の温度は実験で計測した圧力から算出したアンモニアの飽和温度を用いた．
実験による測定から UEva，熱源側の圧力損失PW と温水流量の関係は，それぞれ次の近似式を得た．
(13)

𝑈𝑈��� � 0.812𝑚𝑚�.���

∆𝑃𝑃� � 0.0350𝑚𝑚

(14)

�.��

ここでP は熱交換器の熱源側の出入口差圧（出入口配管ヘッダを含む）を用い，送水流路での配管内の圧力損失は無視した．
4・22 熱機関および発電システムの出力実験結果の熱機関の出力(WT -PWF),正味出力 Wnet はそれぞれ次式から算出した,
�𝑊𝑊� � 𝑃𝑃�� � 𝜂𝜂 � 𝑚𝑚�� �ℎ �,� � ℎ �,� � � � �����,� ���,� �
���,�

𝑊𝑊��� � 𝑊𝑊� � 𝑃𝑃�� � �𝑃𝑃� � 𝑃𝑃� � � 𝑊𝑊� � 𝑃𝑃�� � ��

���
���

(15)
� ��
�

�������

�

(16)

ここで h は比エンタルピー[kJ/kg], η は効率を示し, 添字の WF, T, P はそれぞれ作動流体, タービン, ポンプを示す.
タービン入口の比エンタルピーℎ �,� は,蒸発器出口の圧力から飽和蒸気と仮定して算出した. タービン出口の比エンタルピーℎ �,� は, タービン出口の圧力および比エントロピーを用いて算出した. 作動流体ポンプの出入口比

エンタルピーℎ�,� , ℎ�,� は計測した温度と圧力の値より算出した.mWF は作動流体ポンプ出口で計測した流量値を用いた. 本研究ではタービン効率𝜂𝜂 � を 65 %と仮定した.式（10）,（16）中のP は熱交換器の温・冷水側の出入口の圧力差を用い, 配管による圧力損失は無視した. 熱源取水ポンプの機械効率 ηP は 85 %と仮定した.

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直交流型プレート式熱交換器を用いた海洋温度差発電の性能評価発電システムの性能評価のため，正味エクセルギー効率ex,net を次式で定義した．
𝜂𝜂��,��� �

����

(17)

��,����

図 3(a)に(WT - PWF)および(PW - PC)と mw の関係，図 3(b)に Wnet と mw の関係をそれぞれ示す．図 3 中の丸は実験値を示し，中空丸は温水温度 31 ℃，黒塗り丸は温水温度 29 ℃を示す．三角黒塗りは(PW - PC)を示す．実線および破線は式（10）から得られた理論値を示す．ただし，式（10）中におけるは，各実験条件における熱通過係数と実験値との誤差が最も小さくなる値を算出し，と熱源の温度差の関数として近似式WC)0.20(TW-TC)-0.037 を用いた．
図 3 から，(WT - PWF)，(PW - PC)および Wnet は，mws の増加と共に単調に増加しており，(PW - PC)の値は(WT - PWF)の1~4%と非常に小さい値となっている．図 3(a)から，式（10）によって得られた Wm,NTU,,net の増加割合は(WT - PWF)よりも低く，mw の増加による(WT - PWF)の増加よりも増加割合が小さい．これはが mws の増加と共に低下することに起因する．この mwの増加の際のの低下は，実験における作動流体流量を一定としていることから，熱源の流量増加に伴って最適な運転条件よりも低くなったことに起因していると推測される．
図 4 にex,net と CW/CC の関係を示す．図 4 中の三角および逆三角は，安永，池上（2020）による 30 kW OTEC 実験装置の試験結果を参考として示す．ここで，海洋温度差発電では，表層と深層の海水の取水割合に制約はないものの，海洋深層水側の取水量の方が取水管の敷設長さが長いため，海水ポンプ動力に占める深層水側のポンプ動力の割合が高く，この取水管の敷設コストが発電システム全体に対して大きな影響を与える規模であることから，深層水側の流量を基準として無次元化を行った．
図 4 から，ex,net は CW/CC の増加とともに単調に低下している．図 3 から，正味出力は単調に増加していることから，式（17）におけるex,net の定義から，式（5）に示すエクセルギーの増加割合が正味出量の増加割合よりも大きいことを示している．また，温水温度 29 ℃と 31 ℃を比較すると，図 3 から，正味出力は 31 ℃の方が 29 ℃に比べて高いが，ex,net は(WT - PWF) (TW=31 oC)(WT - PWF) (TW=29 oC)(PW + PC) (TW=29 oC)

15Wm,NTU,,net (TW=31 oC)
Wm,NTU,,net (TW=29 oC)

Wnet, Wm,NTU,,net [kW](WT - PWF), (PW + PC), Wm,NTU, [kW]15105010203040mW [kg/s]

50

Wnet (TW=31 oC)
Wnet (TW=29 oC)

10501060

Wm,NTU,,net (TW=31 oC)
Wm,NTU,,net (TW=29 oC)

20(a) Power and seawater pump load

3040mW [kg/s]

5060(b) Net power

Fig. 3 The power output of heat engine, seawater pump load, and net power of the system as function of warm heatsource heat capacity rate.
40ex,net, ex,m,NTU,,net [%]3530

Yasunaga and Ikegami (2020) (Case-1) (TW=31 oC, TC=8 oC)
Yasunaga and Ikegami (2020) (Case-2) (TW=29 oC, TC=8 oC)
ex,net,S-R (TW=31 oC)
ex,m,NTU,,net,S-R (TW=31 oC)
ex,net,S-R (TW=29 oC)
ex,m,NTU,,net,S-R (TW=29 oC))

2520
1510500.4

0.60.81CW / CC

1.2

1.4

1.6Fig. 4 The exergy efficiency as function of the rate of heat source heat capacity.

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安永 健，中村 泰誠，奥野 智也，池上 康之

29 ℃の方が高くなっている．これは，蒸発器の熱通過係数が 31 ℃に比べて 29 ℃の方が大きいことに起因している．
本実験では両温度において作動流体流量を一定として実験したことから，31 ℃の場合に蒸発器の作動流体出口付近でドライアウトしていることが要因と推測される．
図 4 から，本実験装置におけるex,net は 16~26%であった．ここで，単純カルノーサイクルのエクセルギー効率は 50%であることから，単純カルノーサイクルを基準にすると，32~52%の出力割合となる．安永，池上（2020）による 30 kW OTEC
実験装置の試験結果では，ex,net は最大 10%程度であることから，本試験装置では，低圧力損失の熱交換器を採用したことで，熱源の取水ポンプ動力が熱機関の出力に対して小さくなり，ex,net が 2 倍以上に高い．
5. 結

言本研究では FTT を用いたモデルを用いて, 直交流プレート式熱交換器を用いたランキンサイクル OTEC の性能評価を行った. その結果，実験結果と理想的熱機関であるカルノーサイクルを基に，熱機関内に総括不可逆損失係数を用いた近似式を得た．また，本実験における正味エクセルギー効率は最大 26%であった．
謝

辞本研究は国立研究開発法人（JST, JPMJSA1803）と独立行政法人 国際協力機構（JICA）の連帯事業である地球規模課題対応国際科学技術協力プログラム（SATREPS）および JSPS 科研費 JP20K04313 の支援を受けて実施した. ここに記して謝意を表す.
文

献安永健, 池上康之, 海洋温度差発電の基礎発電特性（熱力学モデルの構築と熱源流量の影響）, 日本機械学会論文集, Vol.86,No.886 (2020), DOI:10.1299/transjsme.19-00383.
安永健, 池上康之, 門出政則, アンモニア/水を作動流体としてシェル&プレート式熱交換器を用いた海洋温度差発電の性能評価（熱源の温度および流量の影響）, 機械学会論文集（B 編）, Vol.74, No.783 (2008), pp.445-452.
安永健, 森﨑敬史, 池上康之, OTEC の有効熱エネルギーに関する研究, 機械学会論文集, Vol.84, No.859 (2018), DOI:
10.1299/transjsme.17-00398.
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