アンモニア／水を作動流体として用いた
30KWOTECシステムの性能評価＊（熱源の温度および流量の影響）
安 永

健 *1， 池 上 康 之 *2， 門 出 政 則 *2

Performance Test of 30 kW OTEC System
Using Ammonia/water as Working Fluid(Effects of Heat Source Temperature and Flow Rate)
Takeshi YASUNAGA*3, Yasuyuki IKEGAMI and Masanori MONDE*3 Department of Institute of Ocean Energy, Saga University,
1-Honjo-machi, Saga-shi, Saga, 840-8502 Japan
Performance test for ocean thermal energy conversion system was carried out using ammonia/water mixture asworking fluid (ammonia mass fraction 0.95). The system used two kinds of plate type heat exchanger (PHE) as
evaporator and condenser, respectively. The effects of temperature difference between heat sources and mass flow rateon turbine power were confirmed. In the evaluation of the system, we adopted the net power ratio in place of
conventional thermal efficiency since much pumping works is needed to collect heat from the heat resources. The
experimental results were compared with theoretical ones which were derived by maximal power output using ideal
heat exchanger. The experimental result shows that the ratio of net power has the maximum value at an optimum
condition due to a large amount of pump power consumption with an increase in mass flow rates. In the present plant,
for the case of the temperature difference between heat sources of 21 oC, warm source mass flow ratef of 83 kg/s andmass flow rate of cold source of 111kg/s, the maximal net power reached about 15.7 kW and then the ratio of net power
attained around 66.5 % with PHE-2 evaporator and condenser.
Key Words : Ocean Thermal Energy Conversion, Thermal Efficiency, Thermodynamics,
Natural Energy, Power Plant

1. 緒

論

海洋温度差発電(OTEC)は温度の異なる表層と深層の海水を熱源として利用することによって熱エネルギー
を電気エネルギーに変換するシステムである．発電では，大量の表層水と深層水を必要とすることから，それを利用して海水淡水化や海洋深層水の利用などの複合的な利用が検討されている(1)〜(3)．高熱源となる海洋の表層には太陽熱(平均日射量(4)約 0.165 kW/m2)が常にふり注がれ，多量の熱として貯蔵されている．しかし，熱源の温度差が 10〜25 ℃と極端に小さいため，
エネルギー変換効率は原理的に低い．そのため，非共沸混合流体を作動流体として用いることにより，エクセルギーを増加することが検討されている(5), (6) ．
Johnsonは(7)蒸発器や凝縮器でのピンチ温度を一定とした場合の理想的なサイクルでは，単純ランキンサイク
ルや多段ランキンサイクルに比べ非共沸混合流体を用
原稿受付 20 年 月 日．
*1正員，佐賀大学大学院工学系研究科（〒840-8452 佐賀市本庄町一番地）*2正員，佐賀大学海洋エネルギー研究センター
E-mail: 05631102@edu.cc.saga-u.ac.jp＊

いたサイクルのエクセルギー効率が大きくなることを示している．ただし，一般的に混合流体の熱伝達係数
は濃度変化に伴う沸点や露点の変動による有効温度差の減少や濃度抵抗により，純物質よりも低下することが知られているため，熱効率の低下も懸念される．
一方，OTECの熱効率は，一般に数%となることか
ら，大量の熱エネルギーの変換，すなわち，温･冷海
水間での熱移動が行われることになる．そのため，大量の温･冷海水を送るために必要な熱源ポンプ動力は，タービンの出力を上回ることもある(8)．熱源ポンプ動力に及ぼす影響について，これまで多くの検討がなされている．例えば冷水ポンプ動力については，管路長
さ 1000 m間の取水間においても，その管径を大きくすること(流速の減少)によって管路摩擦での圧力降下を極力減少させている．また，表層と深層 1000 m間の海水の密度差は主に温度と濃度の関数となるが，この密度差に伴う位置ヘッドは小さくなることも報告されている(9)．これらの検討結果から必要なポンプ動力
は，熱交換器内の流路損失に支配されることが報告されている(10)．熱伝達係数の改善と流路損失は互いに相WS ： 温水
1〜15 ： サイクルの作動流体の状態点反することから，これまで様々な熱交換器の検討および各熱交換器を用いたシステムの最適化が行われてきている(11)〜(13)．

2. 実験装置および実験方法

最近，30 kW OTECシステムについてシェル＆プレート式熱交換器を蒸発器および凝縮器として用いた場
合について，そのサイクル特性や各要素の性能やシス
テム全体の安定性についての報告(14)および熱源の温度・流量と発電システムの性能についてについての報
告(15)が行われているが，十分な正味出力は得られていない．そのため，本報では，非共沸混合流体の一つであるアンモニア／水（濃度 0.95）を作動流体として用いたOTEC発電システムについて，そのサイクルの特性を明確にし，熱源温度および流量が熱機関の出力に与える影響を広く検討した．検討では，2 種類の蒸発器および凝縮器を用いて，それらの性能の違いから，
正味出力と熱機関の出力に対して熱源ポンプの動力が消費する動力の関係を明確にした結果について報告する．

2・1 発電サイクル

図 1 にアンモニア／水を用いた 30 kW OTEC の実験装置のフロー線図を示す．図1 に示した位置での各数字はそれぞれ作動流体の各状態点を示している．発電サイクルは，蒸発器，気液分離器，第一タービン，第二タービン，再生器，減圧弁，吸収器，凝縮器，作動流体ポンプ 1，加熱器，作動流体ポンプ 2および連結パイプから構成される．アンモニア／水の作動流体は，作動流体ポンプ 1 により再生器を経て蒸発器に送られ，温海水と熱交換し混合流体の湿り蒸気となった後，気液分離器により混合蒸気および混合液に分離される．蒸気は第一タービンで仕事を行った後，一部が抽気され加熱器に送られる．残りの蒸気は第二タービンに送られ仕事を行った後，吸収器に送られる．一方，気液分離器を出た液は，再生器に入り蒸発器に送られる前の作動流体を予熱し，減圧

主 要 記 号
2

： 伝熱面積 m： 定圧比熱 kJ/(kgK)： 比エンタルピー kJ/kg： 質量流量 kg/s
： 圧力 kPa： 交換熱量 kW： 流量比： 温度 ℃, K： 対数平均温度差 K： 熱通過係数 W/(m2K)： 仕事 kW： 乾き度
β ： 正味出力比 %η ： 効率 %ρ ： 密度 kg/m3
添字
B ： 沸点C ： 凝縮器
CS ： 冷水
dyn ： 動力計の指示
E ： 蒸発器
I ： 入口max ： 最大net ： 正味O ： 出口P ： ポンプ
rev ： 可逆断熱
T ： タービン
th ： 熱力学的
WF ： 作動流体
A
cp
h
m
P
Q
r
T
∆Tm
U
W
x

弁により減圧され，吸収器でタービンから排出された蒸気を吸収する．吸収器から出た作動流体は凝縮器に送られ，深層の冷海水と熱交換して液化する．液化できなかった蒸気は補助凝縮器に送られ，完全に液化す
る．液化された作動流体は作動流体ポンプ 1によって加熱器に送られ，第一タービンの出口で抽気された蒸
気を凝縮する．抽気された作動流体は作動流体ポンプ
2 によって加圧され，加熱器によって予熱された作動流体に合流する．そして再生器に送られ，気液分離器
で分離された液で予熱されて蒸発器に送られる．これを繰り返すことにより発電を行う．
2・2 実験装置

表１に各熱交換器の仕様を示す．

蒸発器 1，凝縮器 1，再生器，加熱器はシェル&プレート式(PHE-1)，蒸発器 2，凝縮器 2 はフレーム&シェル式(PHE-2)で全溶接型の熱交換器である．蒸発器 2 お
よび凝縮器 2は 4つのモジュールで構成されている．
Bypass Valve5
Evaporator

6
Separator

Turbine No.1

Turbine No.2

7

Dynamometer
11V

11
Regenerator

10

4

11L Turbine Drain
Separator Absorber

14
3

12

9

Heater8

1
Diffuser

Warm Sea
Water Pump

Condenser

Tank 215
Working Fluid
Pump 213

AfterCondenser
2

Working Fluid
Pump 1

Tank 1

Cold Sea
Water Pump

Fig. 1 Schematic flow diagram of test plant using
ammonia/water as working fluid−2−

Table 1. Specifications of heat exchanger
Parameter
Number of plate
Plate height [m]Plate width [m]2Heat transfer area [m ]Equivalent diameter [mm]Evaporator 1 Evaporator 2
320
400
2.48
1.81
0.69
0.71
561.2
545.2
6.0
5.6

Condenser 1
320
0.69
0.93
464.4
6.0

Condenser 2
400
1.21
0.71
364.8
5.6

Regenerator
78
0.69
0.31
9.2
0.6

Heater
78
0.69
0.31
9.2
0.6

本研究では 4つのモジュールをそれぞれ用いて実験をアンモニア／水の物性値は，プログラムパッケージ

行った．プレートの材質には海水への耐腐食性のある

M – PROPATH (Ibrahim and Klein)を用いた(16)．比エン

チタンを用いた．補助凝縮器にはシェル&チューブ式

タルピーおよび比エントロピーの基準値については，を採用し，内径 14 mm，外径 16 mm，長さ 3 mのチュ

それぞれ 273.15 Kでの飽和液の状態を基準状態とし，ーブを 28 本用い，その伝熱面積は 4 m である．ター

基準状態でのエンタルピーを 200 kJ/kg，エントロピー

ビンは輻流反動タービンで，定格出力 30 kW，定格回を 1 kJ/(kgK)とした．本報では，アンモニア／水の組

転数 11,800 rpmである．減速機によって 1,800 rpmまで

成はアンモニアの質量分率とする．

2

減速し，発電機の代わりに渦電流式電気動力計を用い3. 性能評価方法および実験条件て発電機と同等の負荷を与えている．また，アクチュ

3・1 性能評価における関係式

エータによって第一タービン入口に設置している静翼の角度を調節することで，回転数の制御を行っている．

解析は以下の式を用いた．
熱通過係数Uは，交換熱量Q，伝熱面積Aおよび対作動流体ポンプでは，シール部からの作動流体の漏れ

数平均温度差∆Tmを用いて次式で与えられる，を防ぐため，作動流体ポンプ 1はキャンドモーター式
ポンプ，作動流体ポンプ 2には低流量でも使用できる

U = Q ( A∆Tm )定量ポンプを使用した．配管類は全てステンレスを使用した．
2・3 実験方法および測定方法

実験結果の性能(1)

蒸発器および凝縮器の交換熱量QE，QCはそれぞれ，熱源に海水を用いた場合，熱交換器の伝熱面に生物膜などの汚損被膜

QE = mWS cPWS (TWSI − TWSO ) = mWF (h5 − h4 ) (2)が付着し，熱抵抗の増加が考えられる．本実験では，汚損被膜の影響を除くため，温熱源にボイラで加熱しQC = mCS cPCS (TCSO − TCSI ) = m2 (h1 − h2 )た水を，冷熱源には冷凍機で冷却した水を用いた．熱源の温度測定には測温抵抗体を用い，その精度は(3)

ここで，mWS，mCSは温･冷水の流量，cPWS，cPCSは温･

0.1 ℃である．温水および冷水の流量は電磁流量計を冷水の定圧比熱，TWSI，TCSIは温･冷水の入口温度およ用いて測定され，その測定精度は 0.5 %である．温水びTWSO，TCSOは温･冷水の出口温度を示す．

の蒸発器入口温度は設定温度±0.2 ℃，温水の流量は蒸発器および凝縮器の対数平均温度差は次式を用

設定流量±0.5 kg/sで制御される．冷水の温度およびいた，

流量は，設定温度±0.3 ℃，設定流量±1.5 kg/sで制御される．作動流体の温度はシース測温抵抗体を用いて測定した．圧力電送器および差圧電送器の精度は，(∆Tm )E =0.075 %である．温度および圧力は各構成機器の出入(TWSI − T5 ) − (TWSO − TB,4 )ln[(TWSI − T5 ) (TWSO − TB , 4 )](4)口にて測定を行っている．作動流体の液の流量は，作動流体ポンプ 1出口，再生器低温側入口，再生器高温(∆Tm )C = (T1 − TCSO ) − (T2 − TCSI )ln[(T1 − TCSO ) (T2 − TCSI )]側入口，作動流体ポンプ 2出口，凝縮器出口の各点で質量流量計を用いて測定し，測定精度は 0.1 %である．

(5)

作動流体の液密度も質量流量計を用いて測定を行い，その測定精度は 1.0 kg/m3である．作動流体の蒸気の流量は，気液分離器の蒸気側出口，第一タービン入口，
第二タービン出口，凝縮器入口の各点で測定を行い，測定精度は 1 %である．サンプリング周期は 1 Hzで，1時間の定常状態の平均値を用いて解析を行った．

ここで，T5は作動流体の蒸発器出口温度，TB,4は作動
流体の沸点，T1は作動流体の凝縮器入口温度，T2は作
動流体の凝縮器出口温度を示す．
タービン出力WTおよび作動流体ポンプ動力WWFPはそれぞれ次式となる，−3−

WT = m6 (h6 − h11 ) + m11V (h11V − h10 )(6)基準条件を高熱源（温水）温度 29 ℃，高熱源流量

139 kg/s，低熱源（冷水）温度 8 ℃および低熱源流量
WWF , P = m2 (h13 − h2 ) + m15 (h3 − h15 )(7)

111 kg/s とし，高熱源の温度または流量を変化させる
場合は，低熱源を基準温度および流量に固定させ，低熱源の条件を変化させる場合は高熱源を基準温度およ

ここで，第二タービンの入口蒸気量m11Vは第一タービ

び流量に固定させ実験を行った．

ン入口の質量流量m6と抽気した質量流量m11Lの差から

4. 実験結果および考察算出した．ただし，m6は気液分離器出口の蒸気を飽

4・1 熱源間の温度差がタービン出力へ与える影響

和蒸気と仮定し，比容積と体積流量計の測定値の積から算出した．

図 2 に熱源間の温度差∆Tと熱落差から推定したタサイクル熱効率ηthは一般に，ービン出力WT，可逆断熱出力WT,revおよび動力計の指η th = (WT − WWF , P ) Q E

へ流入する高熱源（温水）の温度TWSIと凝縮器へ流入

示仕事Wdynを示す．なお，熱源間の温度差とは蒸発器(8)する低熱源（冷水）の温度TCSIの温度差を示し，本節では図中の中空記号は低熱源温度を 8 ℃に固定し，となる．しかし，OTEC固有の性質で，温･冷海水を熱源としているために，大量の温･冷海水を流すための動力が非常に大きくなる．この状況をより明確に表わ

高熱源温度を変化させた場合，黒塗り記号は高熱源温
度を 29 ℃に固定し，低熱源温度を変化させた場合をそれぞれ示す．なお，図中の破線は高沢ら(17)によるフ

Table 2 Performance test condition

す指標として，正味出力Wnetおよび正味出力比βnetを導ParamaterWarm water inlet temperature T WSI [oC]Warm water mass flow rate m WS [kg/s]

入することにした．正味出力および正味出力比は次式で与えられる，
Wnet = WT − (WWF , P + WWS , P + WCS , P )(9)WWF , P + WWS , P + WCS , P
Wnet
=1−
(10)
WT
WT

60
50
W [kW]

β net =

Cold water inlet temperature T CSI [oC]
Cold water mass flow rate m CS [kg/s]
Evaporator inlet mass fractionof ammonia y 4 [NH3 kg/kg]

ここで，WWSは温水ポンプの動力，WWSは冷水ポンプの動力を示す．温･冷水ポンプの動力はそれぞれ次式

0.95mCS= 111 kg/s
mWS= 139 kg/s
WT,rev
WT

40
30
20

となる，

Wdyn

10

WWS , P = mWS ∆PWS (ρWSηWS , P )(11)

WCS , P = mCS ∆PCS (ρCSηCS , P )(12)

W = 0.016 ∆T n
(n = 0.0081 TCSI +1.69)

0
17 18 19 20 21 22 23 24 25
Temperature difference between warm water inlet
and cold water inlet ∆T=TWSI - TCSI [oC]

Fig. 2 Dependency of turbine power on heat source
temperature differenceηT1, ηT2 [%]75

ここで，∆PWS，∆PCSは温･冷水側の圧力差，ηWS,P，

ηCS,Pは温･冷水のポンプの機械効率を示す．ただし，
圧力損失は，配管などに比べて熱交換器での圧力損失が支配的であるために熱交換器の出入口圧力差から算〜 0.9 だから，本報では 0.85 とした．
表 2 に実験条件を示す．熱源のmCS= 111 kg/s
mWS= 139 kg/s

70
65
60
55

ηT1 ηT2TCSI = 8 oC
TWSI = 29 oC

50
17 18 19 20 21 22 23 24 25
Temperature difference between warm water inlet
and cold water inlet ∆T=TWSI - TCSI [oC]

出した．また，ここではポンプの機械効率は通常 0.8
3・2 実験条件

Value
27~31
83~194
7~11
111

Fig.3 Turbine internal efficiency versus temperature difference
between heat sources−4−

ロン 114 を作動流体として，シェル&チューブ式熱交の結果，タービンに入る蒸気の流量m6が増加する．

換器を用いた定格発電端出力 4 kW のランキンサイク

この蒸気量の増加はタービン出力が熱源間の温度差へ

ルの発電端出力を示している．

強く依存する要因の一つとなっていることが考えられ

図 2 より，出力は高熱源温度の上昇による熱源間のる．さらに，蒸発器および気液分離器での気液分離過

温度差の増加によってそれぞれ増加している．出力は程では，摩擦などの損失により，蒸気の分離率は蒸発

低熱源温度を低下させ，熱源間の温度差を増加させた

器出口の乾き度よりも約 10〜20 %低くなっている．

場合も同様にそれぞれ増加している．この結果，出力Marstonが(19)指摘しているように，タービン入口の状は熱源間の温度差に依存し，温度差の増加とともに単態はアンモニア／水を用いたサイクルでは非常に重要調に増加すると考えられる．さらに，温度差に対するである．特に，従来の理論計算(11)，(12)では，気液分離

出力の増加割合が大きいため，熱源間の温度差に強く器で蒸発器を出た湿り蒸気が飽和蒸気および飽和液に依存することが明らかとなった．(WT − Wdyn)はいずれ分離される(x5 = r6)と仮定しているが，本実験では気液の熱源間の温度差に対してもほぼ 18 kWとなっている．

分離器内のメッシュを通過する際に摩擦損失が生じる

この値はこのタービン固有の内部損失によるものであため，タービンに入る蒸気量は理論計算値よりも減少

る．なお一般的に内部損失はタービンのスケールが大している．

きくなると相対的に小さくなることが知られている．

4・2 熱源流量が熱機関の出力に与える影響

図

そのため本研究においては，計測したタービン熱落差

5 に冷水（低熱源）の入口温度 8 ℃，流量 111 kg/sでをタービン出力として評価を行うことにした．

熱機関の出力(WT − WWFP)と温水（高熱源）の流量mWS

図 3 に図 2 の条件での各タービンのタービン効率との関係を各熱源入口温度差についてそれぞれ示す．図

高熱源温度の変化および低熱源温度の変化による熱源

中の中空は蒸発器 1 および凝縮器 1 を用いた場合，黒間の温度差の関係をそれぞれ示す．なお，各タービン

塗りは蒸発器 2，凝縮器 2 を用いた場合を示す．なお，

効率は可逆断熱熱落差を基準に評価されている．

図中にはカルノー熱機関（可逆過程）を用いて，熱源

図 3 から，タービンの効率は，低熱源温度を一定にの熱交換過程での温度変化（つまり，高熱源では温度して高熱源温度を変化させた場合，いずれも 65〜

降下，低熱源では上昇）による熱交換過程での不可逆70 %でほぼ一定である．一方，高熱源温度を一定に損失を考慮した場合の，任意の温･冷水流量での熱機

して低熱源温度を変化させた場合は，第二タービンの関の最大仕事Wmaxを実線で示す．最大仕事は熱源温度効率が低くなっている．なお，タービン効率についてとサイクルの動作温度が同じである．その結果，熱機(18)は，設計通り の効率となっていることが確かめられ関の最大仕事はカルノー熱機関の仕事W=(1− TCSO /ている．本発電規模に適したタービン設計によってタTWSO)QEより(20)，(21)，ービンの効率の改善および出力の増大が可能になる．
図 4 に図 2 の条件での熱源間の温度差と蒸発器入口

Wmax =の作動流体流量m4と蒸発器出口の乾き度x5，タービンに入る蒸気量m6およびタービン入口の蒸気流量比r6の

(T

)

12
12 2
WSI − TCSI
−1
−1
mc p WS+ mc p WS

( )

( )

(13)

関係をそれぞれ示す．なお，蒸発器出口の乾き度は蒸発器出口の温度，圧力および組成から算出し，蒸気のm6 m4
m4 ,m6 [kg/s]

流量比r6は蒸発器に入る作動流体の流量に対するター
ビンに入る蒸気の流量の比(m6 / m4)を示す．
図 4 から，作動流体流量m4は高熱源温度TWSIの上昇

3

TCSI = 8 oC
TWSI = 29 o C

2
1

r5 x5

による熱源間の温度差の増加とともに増加している．

00.8

低熱源温度TCSIの低下による熱源間の温度差の増加で
r 6, x5 [-]も同様に増加している．これらの作動流体流量の増加
は，系内の高圧側であるタービン入口と低圧側である
タービン出口の圧力差(P6 − P10)が増加したために，送り出す吐出圧力が増加し，作動流体が流れやすくな

TCSI = 8 o C
TWSI = 29 oC

0.7
0.6
0.5
17

気液分離器によって分離された液を低圧側の吸収器に

mWS= 139 kg/s
mCS = 111 kg/s

18
19
20
21
22
23
24
25
Temperature difference between warm source inlet
and cold source inlet ∆T=TWSI - TCSI [oC]

Fig. 4 Mass flow rate, ratio of turbine inlet vapor flow rateand evaporator outlet quality versus temperature difference
between heat sourcesったためだと考えられる．蒸発器出口の乾き度は熱源間の温度差の増加とともにわずかに増加している．こ−5−

図 5 から，熱機関の出力(WT − WWFP)は各温水の流∆PWS，∆PCSの測定値を流量で整理した結果を示す．こ

量について熱源間の温度差∆Tの増加とともにそれぞ

こで，図中の中空は蒸発器 1 および凝縮器 1（PHE-

れ増加している．これは，前節で示したように熱源間1）を用いた場合，黒塗りは蒸発器 2（PHE-2）を用いの温度差の増加にともない，タービン出入口の熱落差た場合を示す．

および蒸気の流量が大きくなったためである．ここで，図 7 から，各圧力損失は流量に対して急激に増加し(Wmax − (WT − WWF,P))は熱交換過程での不可逆損失，ている．凝縮器 1 の圧力損失は蒸発器 1 の圧力損失にタービンの内部損失および熱交換器や配管等での摩擦比べ非常に大きく，流量 100 kg/s では蒸発器 1 の圧力などの不可逆損失を示す．

損失の約 3 倍であった．また，蒸発器 1 の圧力損失は，

図 6(a)に温水の蒸発器プレート内の平均流速と蒸発蒸発器 2 の圧力損失の約 2.5 倍であった． この蒸発器器の熱通過係数および図 6(b)に冷水の凝縮器プレートの圧力損失の違いの要因は，プレート面形状に起因す

内の平均流速と凝縮器の熱通過係数の関係を示す．

るが，蒸発器 1 ではプレート内部流れの乱れによる伝図 6 から，熱通過係数は温水および冷水の流速の増加

熱促進の効果が低いことが考えられる．なお，凝縮器によって大きくなっている．これは，蒸発器および凝2 を用いた場合は，冷水流量 111 kg/s の場合，約 23 kPa

縮器で温水および冷水の熱伝達係数が増加したためだであった．

と考えられる．この熱通過係数の増加は，作動流体の(a) 1500

蒸発温度や凝縮温度の温度差を増加させる．その結果，
UE [W/(m2K)]

タービンでの熱落差が増加する．さらに，蒸発器の熱通過係数は凝縮器の熱通過係数に比べ，熱源のプレー
ト内流速の影響が強く，熱交換過程で温水側の熱伝達

mCS = 111 kg/s
TCSI = 8 oC

1250
1000
750

∆T = 20 oC∆T = 21 oC∆T = 22 oC∆T = 23 oC

500

係数が支配的になっていることが推測される．一方，

250

凝縮器では熱通過係数の熱源流速の影響が弱い．その0ため，冷水流量の増加によるタービン出力の増加量も0.1

小さいことがわかる．

0.4

0.5

0.6

0.7

(b) 1500はわずかであり，温水または冷水の流量によって決定

1250

4・3 熱源流量がシステム全体に与える影響

UC [W/(m2K)]されていることがわかる．

3.1

節で述べたように海洋洋温度差発電システムでは，熱機関の出力に加え，熱源ポンプの動力が無視できなく

mWS = 139 kg/s
TWSI = 29 oC

1000∆T = 18 oC∆T = 19 oC∆T = 20 oC∆T = 21 oC∆T = 22 oC

750
500
250

なる．熱源ポンプ動力は主に熱交換器内での圧力損失

00.2で支配される．

0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
Cold water mean velocity in condenser [m/s]

図 7 に蒸発器および凝縮器での熱源側の圧力損失(b) Condenser
Fig.6 Relationship between overall heat transfer

150mCS = 111 kg/s
∆T = 23 oC
TCSI = 8 oCo

∆T = 20 oC∆T = 21 oC∆T = 22 oC∆T = 23 oC

coefficient and heat source mean velocity

22 C
21 oC
20 oC

Eq. (13)300
PHE-1 PHE-2

100

∆PWS
∆PCS

250

∆PWS, ∆PCS [kPa]

WT - WWFP [kW]0.3(a) Evaporator

図 6 から，熱通過係数は熱源間の温度差による変化

125

0.2

Warm water mean velocity in evaporator [m/s]

75
50
25

200
150
100
50

0

50

100

150

200

250

mWS [kg/s]
0

Fig.5 Relationship between work of heat engine

50

100
150
mWS, mCS [kg/s]

200

250

Fig. 7 Pressure drop versus heat source mass flow rate

and mass flow rate of warm water−6−

図 8 に図 7 の圧力損失を用いて，式(9)，(11)，(12)図 8 から，熱源間の温度差が 21 ℃の場合，蒸発器 2，から正味出力を計算した結果を示す．図中の中空は蒸凝縮器 2 を用いた場合正味出力の最大値は，温水流量

発器 1 および凝縮器 1（PHE-1）を用いた場合，黒塗

mWS = 83 kg/s冷水流量mCS = 111 kg/sの時にWnet=15.7 kW

りは蒸発器 2 および凝縮器 2（PHE-2）を用いた場合であった．

を示す．なお，図 8 には，参考までに式(12)から温･冷

図 9(a),(b)に正味出力比βnet，サイクルの熱効率ηthと海水ポンプ動力を引いたカルノー熱機関の最大正味仕熱源流量の関係をそれぞれ示す．図中の中空は蒸発器

事Wmax,net (=Wmax− WWS,P − WCS,P)を実線(PHE-1)および破線

1 および凝縮器 1（PHE-1）を用いた場合，黒塗りは蒸(PHE-2)で示す．

発器 2 および凝縮器 2（PHE-2）を用いた場合をそれ

図 8 から，蒸発器 1，凝縮器 1 を用いた場合（PHE-

ぞれ示す．なお，図 9 には，図 8 と同様に参考までに

1），正味出力は温水流量がmWS = 80 〜140 kg/sの範囲

カルノー熱機関の最大仕事Wmax，最大仕事と本実験装ではほぼ一定であるが，それ以上の流量では流量が増置の熱源ポンプ動力を用いて算出したの最大正味仕事

加するにつれて減少している．また，∆T = 23 , 22 ℃

Wmax,netの比によって算出した最大正味仕事比(Wmax,net /では，温水流量が約 100 kg/s付近で正味出力の値が最Wmax)をそれぞれ実線(PHE-1)および破線(PHE-2)で示す．
図 9 から，サイクル熱効率は温水流量が増加すると大となっている．
図 8 から，カルノー熱機関の最大正味仕事Wmax,netに

ηth = 1.2 ~ 1.8 %の範囲内で増加した．このわずかな熱ついても同様に最大値が存在していることがわかる．

効率の上昇は，蒸発器の熱通過係数の増加によって作

温水流量および冷水流量に対する正味出力および最大動流体の蒸発温度と凝縮温度の温度差が増加したため正味仕事の特性から，最適な流量が存在することが明である．

らかになった．蒸発器 1，凝縮器 1 を用いた場合では，一方，正味出力比は図 8 に示した正味出力の最大値

最適流量はmWS = 97 kg/sとなる．理論的な特性から，とほとんど同じ流量で最大となる．また，正味出力と熱源温度差が決まると最大正味出力が負になる冷水流

同様に温水流量と冷水流量の増加により負の値となる．
図 9 から，蒸発器 2 および凝縮器 2 を用いた場合，量および温水流量が存在することがわかった．
図 8 から，蒸発器 2，凝縮器 2 を用いた場合（PHE-

3

(a)

2.5

は，温水流量mWS = 80 〜140 kg/sの範囲では，圧力損

2ηth [%]

2），正味出力は約 15 kWで一定となっている．これ
失の増加によるポンプ動力の増加割合と熱通過係数の増加割合が同程度であったためである．

mCS = 111 kg/s
TCSI = 8 o C

1.5∆T = 20 oC∆T = 21 oC∆T = 22 oC∆T = 23 oC

1

正味出力の値が負になる要因は熱交換器での圧力損

0.5

失によるポンプ動力の増大であるので，正味出力を増050加させるためには，熱伝達係数の増加だけでなく，圧80mCS = 111 kg/s
TCSI = 8 o C∆T = 21 C

β net, Wmax,net/Wmax [%]o60∆T = 23 oC

40

o

22 C
21 oC
20 oC

20
0
-20
∆T = 20 oC∆T = 21 oC∆T = 22 oC∆T = 23 oC

-40
-60

0

50

∆T = 21 oC

60
40∆T = 23 ooC

20mCS = 111 kg/s
TCSI = 8 oC

0-40

Wmax,net/Wmax(PHE-1)
Wmax,net/Wmax(PHE-2)

-80

100

-100
150

200

22 C
21 oC
20 oC

∆T = 20 oC∆T = 21 oC∆T = 22 oC∆T = 23 oC

-20

-60

Wmax,net (PHE-1)
Wmax,net (PHE-2)

-80

250

(b) 100

100
80

200

(a) Thermal efficiency

認できた．

Wnet, Wmax,net [kW]150mWS [kg/s]

力損失を低減させることが非常に有効であることが確

-100

100

0

50

100

150

200

250

mWS [kg/s]

250mWS [kg/s](b) Net power ratio

Fig. 8 Relationship between net power andFig. 9 Relationship between thermal efficiency, net power

mass flow rate of warm source

ratio and mass flow rate of warm source−7−

文

正味出力比の最大値は，熱源間の温度差 21 ℃，温水
流量mWS = 83 kg/s， mCS = 111 kg/sの時に，約 66.5 %であった．

OTEC では，熱機関の出力のみに着目したサイクル
熱効率は常に正の値となる．熱源ポンプ動力は作動流
体ポンプ動力よりも通常大きくなることから，所内動力の全てを考慮した正味出力を用いた評価がより現実的である．正味出力は式(10)右辺第二項で示されるよ
うに，海洋の熱エネルギーから変換されたサイクルの仕事と，海洋の熱エネルギーを収集するために必要なポンプ動力などの所要動力の割合であり，動力同士を比較することでより明確な評価となる．
タービン出力を増加させるためには，熱交換器の熱通過係数を大きくして作動流体の蒸発温度と凝縮温度の温度差を大きくし，交換熱量を増加させる必要がある．しかし熱通過係数を増加させるためには，熱源や作動流体の質量流束を増加させる必要がある．質量流束の増加は熱源ポンプ動力を増加させる．そのため，

OTEC を実用化するためには低圧力損失（低質量流束）でも高い熱通過係数である熱交換器の開発が必要である．換言すると熱交換量の増大と熱源ポンプ動力の減少がバランスする最適質量流束について今後更に検討する必要がある．
5. 結言アンモニア／水(濃度 0.95)を用いた OTEC 装置を用いて，熱機関および発電システムの実験的な評価を行った．OTEC 発電システムの正味出力の特性と熱源の流量の関係を実験的に明らかにした結果について，重要項目を以下に箇条書きで示す，(1)

蒸発器 1，凝縮器 1 を用いた場合，本実験装置での正味出力を最大値にする最適流量は，両熱源間の温度差 23 ℃の時に温水流量 97 kg/s，冷水流
量 111 kg/s であった

(2)

蒸発器 2，凝縮器 2 を用いた場合，本実験装置での正味出力および正味出力比の最大値は，両熱源間の温度差 21 ℃，温水流量 83 kg/s，冷水流量111 kg/s の時にそれぞれ 15.7 kW，66.5 %であった謝

辞

本研究を行うに当たり実験に協力いただいた佐賀大学大学院 原田英光君に感謝の意を表する．本研究は，21 世紀 COE プログラム「海洋エネルギーの先導的利
用科学技術の構築」によるもので，ここに記して謝意

献(1) Takahashi, M., DOW: Deep Ocean Water as Our Next
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Company(2) Avery, H. W. and Wu, C., Renewable Energy from the Ocean,(1994), pp.401-413, Oxford Univ. Press,(3) Uehara, H., OTEC reader (in Japanese), (1982), pp.138-144,
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(4) Shimizu, Y.et al, Natural Energy Utilization Engineering (inJapanese), (1999), pp.13-14, POWERSHA Inc(5) Kalina, A. I., “Generation of Energy by means of a Working
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No.2, (1998), pp.134-144を表する．
−8−