アンモニア/水を用いた海洋温度差発電における作動流体の影響
アンモニア水を用いた海洋温度差発電における作動流体の影響
池上康之*1，麻生裕之*1, 稲富純一*2, 後藤寛和*2, 森崎敬史*3

Effect of flow rate of working fluid on OTEC using ammonia/water mixture
Yasuyuki IKEGAMI*5, Hiroyuki ASOU, Junichi INADOMI,
Hirokazu GOTO, Takafumi MORISAKI*5

Institute of Ocean Energy, Saga University
Honjo-machi 1, Saga, 840-8502 Japan

A working fluid flow rate is one of the important operating conditions. On the OTEC system using
ammonia/water mixture as working fluid, the effect of the working fluid flow rat has never been clarified. So thispaper describes the effect of the working fluid flow rate on the system. As a result, a maximum net turbine powerof 15.6kW is obtained at warm and cold water flow rates of 400m3/h and working fluid flow rate of 6t/h. And, thecharacteristic turbine power output was found strongly dependent on the evaporator outlet pressure. So thereduction of the pressure drop at the separator is expected to improve the system efficiency.
Key words:OTEC, Ammonia/Water mixture, Working fluid flow rate, Net turbinePower.

1. 緒言Bypass Valve
5Evaporator

Turbine No.2

Dynamometer
11V

11Regenerator

ルギーの開発が望まれている.なかでも海洋温度差発電4(OTEC)は,安定した電力供給に加え,様々な複合利用が3141011L Turbine Drain
Separator Absorber
12Heater
138(1)

可能なため早期の実用化が期待されている . このよう

9Tank 2

1Diffuser

Condenser

15な状況の中,OTEC の実用化に向けて,アンモニア/水をWorking Fluid
Pump 2用いたシステム高性能化に関する研究が行われている.

After
Condenser
2Warm Sea
Water Pump

Working Fluid
Pump 1の特性を十分活かしたシステムに至っていないのが現

Tank 1

Cold Sea
Water Pump

Fig.1 AWM cycle flow.

状である.これまでの研究において,熱源の温度差,流量,作動流体の組成がシステム特性および正味出力に及ぼ

Turbine No.1

7エネルギー問題,環境問題が深刻化する中,自然エネ理論的にはその有効性が示されているが,実験的にはそ

6Separator

2.

実験装置及び実験方法

す影響等が実験により検討され,最適な熱源の流量の存一つである作動流体流量がシステム特性に及ぼす影響

2.1 アンモニア/アンモニア/水を用いた海洋温度差発電
Fig. 1 に作動流体にアンモニア/水の混合流体を用いおよび最適運転条件等については,十分には明らかにさた海洋温度差発電(以下 AWM)のサイクルフロー線図れていない.

を示す．水/アンモニアの作動流体は，循環ポンプによ在などが明らかにされている.一方,重要な運転条件のそこで本研究ではアンモニア/水を用いたOTECシス

り再生器を経て蒸発器に送られ，温水と熱交換した後，テムにおいて作動流体流量がシステムに与える影響お蒸気となる．さらに分離器で飽和蒸気と飽和液に分けよび高性能化のための最適運転条件等について検討をられ，蒸気はタービンに送られ仕事をし，液は再生器行う.さらに,作動流体流量がシステムに及ぼす特性をを通り吸収器に入る．タービンを出た蒸気は一部を抽明らかにするサイクル計算を作成し,高性能化のための気し加熱器に送られ，残りの蒸気は吸収器で液と合流知見を得ることを目的とする.

し吸収される．作動流体は凝縮器に入りそこで冷水と熱交換をして凝縮する．凝縮されなかった蒸気はアフ

佐賀大学 (〒840-8502 佐賀県佐賀市本庄1)*2
佐賀大学大学院 工学系研究科*3
佐賀大学 理工学部*1

E-mail: ikegami@ioes.saga-u.ac.jp

ターコンデンサーへ送られ，タンクに戻る．その後，再び作動流体ポンプで再生器へと送られる．

2.2 実験装置及び実験方法
Table 1 に主な実験条件を示す．作動流体流量がサイクルに与える影響を実験により検討するため，AMW の 30kW 実験装置を用いて実験を行った．実験は 30 分の定常運転を行い,その算術平均値を用いて解析を行った.なおアンモニア/水の物性値は M-PROPATH(Ibrahimand Kelein)(2)を用いて計算を行った.
2.3 実験における評価式

タービン出力 WT およTable.1 Experiment conditions．
ItemUnit

Value

temperaturemass flow
temperature
Cold source condenser
inlet
mass flow
Mass flow rate of working fluid℃
m3/h℃
m3/h

31
400,500
10
400,500t/h

5～12Warm source
evaporator inlet

ンの作動流体流量とならない．AWM では作動流体は蒸発器を出たあと,分離器で飽和蒸気と飽和液に分離され,飽和蒸気がタービンの方へ流れる．すなわち,タび正味出力Wnet は式(1)～(7)より求めた．

ービンの蒸気流量は,作動流体流量と分離器での分離
WT = mWF ,TH (h6 − h11 ) + mWF ,TL (h11 − h10 )（1）

Wnet = WT − (W PWS + W PCS + W PWF )（2）

Q E = m WS c p (TWSI − TWSO )（3）

口における比エンタルピー差はほとんど影響を及ぼし

Q C = m CS c p (TCSO − TCSI )（4）

動流体流量を変化させた際のタービン出力には,ター率が影響する．図より,本実験の範囲では,タービン出入口の比エンタルー差は作動流体流量に関わらずほぼ一定であることから,タービン出力にはタービン出入ていないと考えられる．つまり,本実験の範囲では,作ビンの作動流体流量が支配的であることがわかる．

W PWF = mWF , P1 (h13 − h2 ) + mWF , P 2 (h3 − h15 )(5）

Fig.4 に気液分離器における分離率ξ5 を示す．この
2000

40(6）

WPWS = (mWS g∆H WS ) /η P WS

351800

ンプ動力 WPWF , 温水ポンプ動力 WPWS および冷水ポンプ25160020動力WPCSを示す. 作動流体流量mWF , 温水流量mWS , 冷水15流量mCS , 温水蒸発器入口温度TWSI , 温水蒸発器出口温度

10TWSO, 冷水凝縮器入口温度TCSI , 冷水凝縮器出口温度TCSO ,51400

WT
QE

蒸発器圧力損失⊿HWS, 凝縮器圧力損失⊿HCS および比エ0

ンタルピーh は実験値を用いた．評価式において温水ポ

プ 1, P2 は作動流体ポンプ 2 である．なお,比エンタルピ影響を示す.このときの実験条件は,温水流量 400m3/h,3

冷水流量 400m /h である.図より,タービン出力は7t/h付近で最大値となっている．Fig.3 に同条件下でのタービン流量 mTH およびタービン出入口の比エンタルピー
差ΔhT を示す．本 AWM のシステムでは純物質を作動流体とする場合と異なり,作動流体流量が直接タービ

1000525∆hT [kJ/kg]

ーの添字の番号はFig.1 内の番号に対応している．

mWF がタービン出力および蒸発器の交換熱量に与える

1230TL は低圧段タービン(タービンNo.2), P1 は作動流体ポン

Fig.2 に,作動流体流量

10Fig. 2 Turbine power and Heat rate at evaporator

評価式中の添字は TH は高圧段タービン(タービン No.1),

3.1 作動流体流量の影響

8mWF [t/h]ンプ効率ηPWSおよび冷水ポンプ効率ηPCSは0.85とした．

3. 実験結果

61200

4.8

204.6
154.410∆ hT

54.2mTH0681012mWF [t/h]Fig.3 Flow rate of turbine andSpecific enthalpy difference of turbine

4mTH [t/h]ここで, 温水交換熱量QE , 冷水交換熱量QC , 作動流体ポWT [kw](7）

WPCS = (mCS g∆H CS ) /η PWS

QE [kW]30

ξ51増加にともない気液分離器における圧力損失が増加し0.9たためと考えられる．湿り蒸気である蒸発器出口の圧0.8

力が増加すると,蒸発器出口の乾き度は小さくなり,蒸0.7

発器出口の比エンタルピーが減少する．
その結果,作動

0.6

流体流量の増加に反し,蒸発器出入口の比エンタルピ0.5ー差が小さくなり, mWF が 7t/h より大きくなると交換

0.4

熱量はほぼ一定になったと考えられる．

0.3

Fig.6 に正味出力比 WNET/WT と正味最大仕事率

0.2

WNET/WIB,max を示す(3)．最大仕事 WIB,max は式(9)より求めた．

0.1
0681012mWF [t/h]Fig.4 ratio of separation)2(9)の熱容量[W/K]を示す．温水流量 400m3/h,冷水流量400m3/h の条件において,作動流体流量 7t/h 付近で最1020

PEO , PTH [kPa]

WSI − TCSI−1−1
CWS+ CCS

ここで，CWS および CCS はそれぞれ高熱源と低熱源1040

大の正味出力比0.5と正味最大仕事率0.18が得られた．
3.2 熱源流量の影響 Fig.7 に,作動流体流量の影響

1000が熱源流量によってどのように異なるかを検討する

980

ために,各熱源流量に対して作動流体流量を変化させた場合のタービン出力 WT と正味出力 WNET の関係

960を示す．このときの実験条件は,温水流量 400m3/h,940

冷水流量 400m3/h を基本条件とし,温水,冷水をそれ920
900

WIB , max

(T=6810PEO
PTH

ぞれ 400m3/h から 500m3/h に増加させた場合である．

12ずれも基本条件に対しタービン出力は増加しているmWF [t/h]

図より,温水流量および冷水流量を増加させると,いことがわかる．Fig.8 に,このタービン出力の増加を

Fig.5 Turbine inlet and Evaporator outlet pressure

考察するために,タービン出入口の比エンタルピー

分離率は気液分離器により分離された飽和蒸気の作動

差ΔhT, Fig.9 にタービンの作動流体流量 mTH を示す．

流体流量に対する割合であり,この分離率と作動流体

Fig.8 より,温水流量を増加させた条件および冷水流流量の積がタービンの作動流体流量となる．図よりξ5量を増加させた条件の双方において,ΔhT は基本条は作動流体流量の増加にともない減少していることが件よりも大きくなっていることがわかる．これは,わかる．
これは作動流体流量の増加により,蒸発器出口1の結果,mTH は 7t/h 付近で最大となったと考えられる．
Fig.5 はタービンの作動流体流量の特性について検討するために,同条件での作動流体の蒸発器出口圧力とタービン入口圧力を示す. 図中の蒸発器出口圧力とタービン入口圧力の圧力差は,気液分離器における圧力損失を示す.mWF が5t/hから6t/hに変化すると蒸発器出口およびタービン入口の双方で約 25kPa の圧力増加がみられる．これは熱流束の増加で蒸発器の性能が向WNET / WT , WNET / WMAXの乾き度が小さくなったことが原因と考えられる．こWNET / WT
WNET / WMAX

0.80.60.40.2

上し,熱源と作動流体の温度差が小さくなったためと考えられる．図より mWF が 6t/h 以上に増加すると,タービン入口の圧力はほぼ一定であるのに対し,蒸発器出口の圧力は増加していることがわかる．これは mWF の0681012mWF [t/h]Fig.6 Turbine power and Net turbine power4030WT2820mWS = 500m3/h , mWS = 400m3/hmWS = 400m3/h , mWS = 500m3/h
mWS = 400m3/h , mWS = 400m3/h

WNET∆hT [kJ/kg]

WT , WNET [kw]3026241022068102012mWF [t/h]mWS = 500m3/h , mWS = 400m3/h
mWS = 400m3/h , mWS = 500m3/h
mWS = 400m3/h , mWS = 400m3/h

681012mWF [t/h]Fig.7 Turbine power and Net turbine power

Fig.8 Specific enthalpy difference of turbine

温水流量が増加するとタービン入口の圧力が高くなり,冷水の流量が増加するとタービン出口の圧力が5低くなるためだと考えられる．
ここで,冷水流量を増やした条件に対し,温水流量を増やした条件のΔhT4.8の増加割合が小さいのは,温水を増やした条件ではが高くなりづらいためだと考えられる．
Fig.9 より,熱源の流量を増加させると mTH は増加していることがわかる．ここで Fig.10 に蒸発器におmTH [t/h]

気液分離器の圧力損失により,タービン入口の圧力4.64.4

ける交換熱量 QE を示す．Fig.9 および Fig.10 より,4.2mTH は QE の増加によって大きくなっていることがわ

mWS = 500m3/h , mWS = 400m3/h
mWS = 400m3/h , mWS = 500m3/h
mWS = 400m3/h , mWS = 400m3/h

かる.これは交換熱量が増加すると,蒸発器出口の比エンタルピーが増加し,蒸発器出口の乾き度が大き46くなるためと考えられる．

81012mWF [t/h]以上より,熱源の流量を増加させると, ΔhT と mTH

Fig.9 Flow rate at turbineがそれぞれ増加し,タービン出力は基本条件に対し約 10%大きくなった．しかし,熱源流量を増加させ1600ることによるタービン出力の増加割合よりも,熱源のポンプ動力の増加割合が大きく,本実験の範囲で1500の最大の正味出力(15.6kW)は、温水流量 400m3/h,冷水流量 400m /h 作動流体流量 6t/h で得られた．
4．計算及び計算方法
4.1 計算方法
AWM システムの特性を解明し,高性能化の知見を得るために,新しいサイクル計算方法

QE [kW]3

1400

1300mWS = 500 , mCS = 400m3/h
mWS = 400 , mCS = 400m3/h
mWS = 400 , mCS = 500m3/hを検討した.サイクル計算は，システムの各点における質量バランスおよびエネルギーバランスの関係式を用いて行った．Fig.11(a), (b)に従来の計算と,本研究で提案したサイクル計算のフローチャートを示す．従来のサイクル計算方法は入力条件として熱源の出口温度を1200

6810mWF [t/h]Fig.10 Heat rate at evaporator

12Input: TWSI, TCSI, mWS, mCS. AE, AC,ARG, AHE, UE, UC, URG, UHE, mWF, y4,P11

Input: TWSI, TCSI, mWS, mCS. AE, AC,ARG, AHE, UE, UC, URG, UHE, mWF, y4,
P11

Assumption : TWSO

Assumption : P5

Assumption : P5

Calculation : Point 14

Calculation : Point 14

Calculation : Point 4B(P5, y5=y4)

Calculation : Point 4B(P5, y5=y4)

Calculation : T5
(T4B, TWSI, TWSO, (ΔTm)E)(ΔTm)E=mWS(TWSI-TWSO)/(UA)ECalculation : T5
(T4B, TWSI, TWSO, (ΔTm)E)(ΔTm)E=mWS(TWSI-TWSO)/(UA)E

Calculation : T14(T11, T12, T13, (ΔTm)HE)(ΔTm)HE=m11(h11-h12)/(UA)HE

Calculation : Point 14

Calculation : Point 14
Calculation : Point 5, 6, 7, x5

Calculation : Point 5, 6, 7, x5

Assumption : ω2

m12(h11-h12)=m13(h14-h13)

Assumption : ω2

m12(h11-h12)=m13(h14-h13)

Assumption : TCSO

Assumption : P2

Assumption : P2

Calculation : Point 2, 9,10

Calculation : Point 2, 9,10
Calculation : Point 15, 3, 8

Calculation : T1
(T2, TCSI, TCSO, (ΔTm)C)(ΔTm)C=mCS(TCSO-TCSI)/(UA)C

Calculation : Point 15, 3, 8

Calculation : T4
(T3, T7, T8, (ΔTm)RG)(ΔTm)RG=m7(h7-h8)/(UA)RG

Calculation : Point 1

Calculation : T1
(T2, TCSI, TCSO, (ΔTm)C)(ΔTm)C=mCS(TCSO-TCSI)/(UA)C

Calculation : T4
(T3, T7, T8, (ΔTm)RG)(ΔTm)RG=m7(h7-h8)/(UA)RG

Calculation : Point 1
Calculation : Point 4

Calculation : Point 4(1-ω1)h1=(1-x5)h9+(x5-ω2)h10(1-ω1)h1=(1-x5)h9+(x5-ω2)h10m4(h4-h3)=m7(h7-h8)

m4(h4-h3)=m7(h7-h8)

Calculation : Point 11, 12, 13

Calculation : T14(T11, T12, T13, (ΔTm)HE)(ΔTm)HE=m11(h11-h12)/(UA)HEmCS(TCSO-TCSI)=m2(h1-h2)

Calculation : Point 11, 12, 13

END
mWS(TWSI-TWSO)=m4(h5-h4)END(a)conventional method(b)new method

Fig.11 schematic flow chart of calculation
与えていたが,作動流体流量を増加させると熱源の出された気液分離器の圧力損失を考慮した試算(CASE.2)

口温度も変化するため作動流体流量の影響を明らかにをおこない CASE.1 とあわせて比較をおこなった．

する手法として十分とは言えない．
そこで本研究では,Table.2 に CASE.1 および CASE.2 の入力条件を示す．

実際に実験時に操作できる値と熱交換器の特性のみをCASE.1 は入力条件として,熱源の入口温度,流量,作動入力条件として与える新しい計算方法を確立し,作動流体の流量,組成,および実験値より求めた各熱交換器流体流量がシステムに及ぼす影響を試算した.本報での熱通過係数を用いる．CASE.2 は気液分離器の圧力はこの計算を CASE.1 とする．さらに,実験により確認損失を考慮するために,CASE.1 の入力条件に加え,実験値の蒸発圧力と気液分離機器の圧力損失を与え,代わりに再生器の熱通過係数を入力条件から除いた．

Table 2 Given parameter conditions.
ItemUnit

VALUE

4.2 実験結果との比較

Fig.12 にタービン正味出力の実験結果とあわせて本研究で行なったサイクル計算

Warm sourceevaporator inlet

temperaturemass flow

℃
m3/h

31400

Cold source condenser
inlet

temperature℃
m3/h
t/h

10は 7t/h 付近で最大の正味出力(約 17kW)を得るのに対4005～10し,CASE.1 は9t/h 付近で最大正味出力(約22kW)に達し

mass flow
Mass flow rate of working fluid

CASE.1 および CASE.の結果を示す．実験値と CASE.2

た．
この正味出力の差を考察するために,Fig..13 に同条件下での蒸発圧力 P5 と温水出口温度 TWSO を示す．熱30

源の入口温度および熱源流量は一定条件であるため,図中の温水出口温度が下がるほど温水の交換熱量は増加する．図より,実験結果と CASE.2 の温水出口温度

WNET [kw]20は,mWFが約8t/hより大きくなるとほぼ一定となっているが,CASE.1 の温水出口温度は単調に減少していることがわかる．これは Fig.12 に示すように, mWF が 7t/h より大きい条件では CASE.1 の蒸発圧力が減少したこと10で,作動流体が増加しても蒸発器出口の比エンタルピ
EXP
CASE.1
CASE.206810ーがほぼ一定に保たれたことが原因と考えられる.この結果より CASE.1 の場合,交換熱量は作動流体流量とともに増加し,Fig.13 に示すような正味出力の増加が示

12mWF [t/h]されたと考えられる．一方,気液分離器における圧力損

Fig.12 Net turbine power

失が増加する CASE.2 と実験結果では, 圧力の増加により蒸発器出口の比エンタルピーは減少している．そ29TWSO [oC]

28.5の結果,作動流体流量を増やしても温水の出口温度はEXP
CASE.1
CASE.2TWSO下がらず,温水の交換熱量はほぼ一定となった．そのた28

め作動流体流量を増やしてもタービンの流量は増加せ27.5ず,CASE.2 と実験結果では mWF が 7t/h より大きくなる

27と正味出力は減少したと考えられる．この計算結果か

1040
1020
1000980
EXP
CASE.1
CASE.2681012ら,気液分離器の圧力損失を軽減させることで正味のP5 [kPa]P5

タービン出力のさらなる増加が期待できると考えられ
る．

960

4.3 サイクル計算による高性能化の可能性の検討
Fig.14 に,本研究による CASE.1 のサイクル計算手法

940を用いて,気液分離器の圧力損失を零と仮定した場

mWF [t/h]合の計算結果の一例を示す．
計算条件は,実験条件をFig.13 Evaporating pressure and基に,冷水流量を 300m3/h から 500m3/h に増加させてWarm source outlet temperature

計算を行なった．
図より,冷水の流量が多いほど各冷水流量に対する正味出力のピークは,作動流体流量がより大きい条件に現れると考えられる．
一方,冷水の流量が増加するにともない正味出力が増加してい22WNET [kw]

るが,その増加割合は小さくなっている．
本論文の範
囲内では,気液分離器の圧力損失が小さくなった場

20

合,500m3/h付近に冷水の最適流量が存在すると考えられる．このとき作動流体流量 10.5t/h 付近で最大正18TWSI = 31Co
MWS = 400m3/h
TCSI = 10Co
MCS = 300m3/h
MCS = 400m3/h
MCS = 450m3/h
MCS = 500m3/h

166810mWF [t/h]Fig.14 Calculating results of net turbine power

味出力は約 23kW となった．
5． 結論
12

アンモニア/水を用いた海洋温度差発電の高性能化を目的として,作動流体流量がシステムに与える影響を実験的に評価し,その状態を評価するための新しいサイクル計算方法を提案することにより,下記のことが明らかになった．

(1)同一熱源条件下で作動流体流量を変化させて実験を行い,タービン出力が最大になる点が存在すること,および本実験装置においてその条件には蒸発圧力が大きく影響していることがわかった.
(2)本実験の範囲内では,温水流量 400m3/h,冷水流量400m3/h 作動流体流量 6t/h で最大正味出力 15.6kWを得た．
(3)高性能化の特性を明らかにするために新しいサイクル計算方法を検討し,実験値との比較により高性能化のための知見を得た．
(4)新しい計算手法の計算により,気液分離器の圧力損失を限りなく小さくできれば, 温水流量 400m3/h,冷水流量 500m3/h の条件において,約 23kW の正味出力となった．

参考文献
1) William. H. Avery, Chih. Wu, Renewable Energy
from the Ocean (A Guide to OTEC),Oxford UnivPr(1994).
2) PROPATH group, A Program Package ofThermo-physical Properties of Fluids, Version11.1,
PROPATH Group3) Ikegami, Y. Bejan, A., On the Thermodynamic
Optimization of Power Plants With Heat Transfer
and Fluid Flow Irreversibilities, Trans. ASME J.
Sol. Energy Eng., Vol.120, No.2, (1998), pp.134-14