未利用エネルギー活用システムに関する研究 [ PDF

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(1)未利用エネルギー活用システムに関する研究河村. １．はじめに. 海. 海. 33.1℃. 未利用エネルギーは空調等に利用することにより、環. 30℃. 取水ピット. 放水ピット. 境負荷削減効果や代替エネルギーとしての役割が期待さ. 祐子. 海水ポンプ ×3 3. 海水用熱交換器×3 SHEX1∼3 交換熱量 2,774kW 30℃ 33.1℃. れているが、経済性、出力安定性、利用効率の問題等制. 762m /h. S. S 海水ストレーナー ×2. 約を受けることが多く普及率が低い。そこで、本研究で 37℃. は未利用エネルギーのひとつである海水温度差エネルギ. 32℃ TR1. ーに注目し、それを活用した空調システムのエネルギー. 冷却水ポンプ×2 476 m3 /h. TR2. 5℃. 12℃. 消費特性と利用効果を把握し、今後の新しいシステムの. ターボ冷凍機×2. 冷却能力 2,285kW 定格入力 483kW 空調機より空調機へ. 設計やリニューアルを行う際の指針を提案した。まず、実際に商業施設で採用されている海水温度差エ. 還ヘッダー ×2. ネルギーを活用した水蓄熱式空調システムについて、実. 放熱用熱交換器×3 HEX1∼3. 交換熱量 2,326kW. 往ヘッダー冷水ポンプ ×3. 228m 3 /h. 測データを基にその基本性能を把握して省エネルギー性と経済性の評価を行い、また蓄熱システムにおける電力負荷平準化への貢献度についても明らかにした。次に、. 蓄熱ポンプ ×2 281 m 3/h. 7℃. 12℃. 5℃. 放熱ポンプ ×3 286 m 3 /h. ヘッダー. 運転特性の把握については、エネルギーシミュレーショ. ヘッダー. 12℃ 高温槽(第46槽). ンプログラムを構築し、通常の水冷式空調システムや空. 図1. 冷式空調システム等他システムとの比較により運転特性の把握を行った。また、実測により指摘された夏季運転. 14℃. Δ7K. 5℃. 蓄熱槽 (水量4,400m3 ) 低温槽(第1槽). システム系統図. 地下二重スラブを利用した蓄熱槽は、冷水専用連結完. 方法の改善策についても同様にシミュレーションを行い、全混合型水蓄熱槽で、槽容量 4,500m3、槽数 46 槽、計画その効果について検証した。. 利用温度差 7K である。このシステムでは、22 時よりタ. ２．実測値によるシステムの評価. ーボ冷凍機 2 台で蓄熱運転を行い、空調を開始すると蓄. ２．１. 熱槽からの放熱運転、そして蓄熱槽温度の上昇に伴いタ. 対象システム概要. 対象建物は 2000 年 3 月に長崎市内に竣工した商業施設で、地下 1 階、地上 6 階、塔屋 2 階から構成され、空調 2. 面積は 37,500m となっている。. ーボ冷凍機 1 台による追掛運転を放熱運転と併行する。２．２. 実測結果. 2000 年 4 月∼ 2001 年 12 月までの実測結果を図 2∼6. 対象熱源システムは海水用熱交換器を介してターボ冷凍機の冷却水を冷却する海水間接利用システムである。. に示す。 (１ )熱供給状況. 図 1 にシステム系統図を示す。海水は海水ポンプにより. 夏季の蓄放熱量をみると、夜間電力の適用される 22. 汲み上げられ、ストレーナーを通して海水中の異物を取. 時に熱源 2 台による蓄熱運転が行われ、翌日の 6 時前に. り除いた後、海水用熱交換器に送水される。熱源の冷却. 蓄熱完了となっている。空調開始時刻になると、蓄熱槽. 水は海水用熱交換器で海水と熱交換して冷却される。こ. からの放熱のみで熱供給が行われ、負荷が賄えなくなる. のように海水を利用する利点としては、①夏季は海水温. と、熱源 1 台による追掛け運転が 12 時頃から行われてい. 度が外気温度より低いため、凝縮温度が下がり熱源 COP. る(図 2 )。蓄熱完了条件は第 46 槽が 6.5℃以下、追掛け開. が向上する②間接利用システムによって、冷却塔に見ら. 始条件はピーク負荷時で第 25 槽が 6.0℃∼6.5℃となって. れる空気と水の熱交換に比べて熱交換効率が向上するこ. いる。空調終了時刻の低温槽側温度は 7℃∼8℃と送水温. とが考えられる。更に、ターボ冷凍機に清水が利用でき. 度 5℃に対して高くなっていた(図 3 )。中間季･冬季につ. るため、直接利用と比較して洗浄が容易である等のメン. いては、蓄熱槽からの放熱のみで熱供給が行われており、. テナンス上のメリットがある。. 低温槽側の温度変化はみられなかった。. 39-1.

(2) 15. 3000. 10 5. 1000 0. 0 6 12 18 0 6 12 18 0 8月5日 (日 ) 8月 6日( 月 ). 図2. 熱量[GJ]. 熱量[kWh/h]. 4000 2000. 冷却水 P. 400. 0. 300. 放熱 P. 海水 P. 00年度 TR1COP 01年度 TR1COP 01年度外気温度 8. システム COP TR2COP システム COP TR2COP 01年度海水温度 40 35. 200. 30. 6. 100 0. 夏季熱供給状況. 蓄熱 P. 25 20. 4. 0 6 12 18 0 6 12 18 0 8月 31日 ( 木) 9月 1日 (金 ). 15 10. 2. 図 4(a)搬送電力量(2000 年). 4 5 6 7 8 9101112 1 2 3. 10 8 6 4. 0 6 12 18 0 6 12 18 0 8月5日 (日 ) 8月 6日( 月 ). 図 3 夏季蓄熱槽内温度. 400. 図5 00年度蓄熱効率 01年度蓄熱効率 100. 300 200 100 0. 0 6 12 18 0 6 12 18 0 8月 5日 (日 ) 8月 6日 ( 月). 蓄熱効率夜間移行率[%]. 2槽 10槽 19槽 25槽 31槽 37槽 45槽. 12. 電力量[kWh/h]. 温度[℃]. 14. 図 4(b)搬送電力量(2001 年). (２ )システム電力量システムの運用開始時は海洋生物付着防止策として熱. 温度[℃]. 放熱. COP. 追掛 . 電力量[kWh/h]. 蓄熱 5000. 5 [月 ]. COP と外界気象熱負荷夜間移行率熱負荷夜間移行率. 90 80 70 60 50. 4 5 6 7 8 9101112 1 2 3 [月 ]. 図6. 蓄熱効率と夜間移行率. 源停止中も常時海水ポンプを運転しており、システム電力量の増加の原因となっていたが、2001 年 7 月にターボ. 源系統を簡略化した計算モデル(CASE1)を想定し、エネ. 冷凍機と連動するように運転方法の変更が行われたため、ルギーシミュレーションプログラムを構築した。CASE1 搬送系の全体を占める割合が削減された(図 4 )。供給熱量. は、連結完全混合型蓄熱槽、ターボ冷凍機、海水用熱交. 1MWh 当たりの海水ポンプ電力量は、2000 年 8 月の. 換器、放熱用熱交換器の 4 つのサブシステムからなり、. 83.6[kWh/MWh]に対して 2001 年 8 月は 63.5[kWh/MWh]. 各サブシステムは配管系でつながっており、冷水温度お. と削減されている。間欠運転によるメンテナンスの変更. よび流量により熱的な情報が受け渡しされる。 2 次側空. 等の問題は生じていない。. 調負荷については実測値を用いており、計算間隔は 10. (３ )COP. 分、計算期間は 2001 年 10 月∼2002 年 9 月の 1 年間とし. 熱源 COP は、年間を通して海水温度の上昇に伴い値は. て、温度、流量、熱量、電力量を出力する。蓄放熱設定. 小さくなっているが、カタログ値 4.73 に対して最も低い. については実測と同じとした。. 8 月で 4.77 と高い値となった(図 5 )。低温の海水を冷却水. ３．２. 計算結果. に利用することでターボ冷凍機凝縮温度が低下したこと、 (１ )冷却塔方式，空冷方式との比較また、海水-冷却水間の熱交換で熱伝達効率が向上したと. 冷却塔方式(CASE2)は、海水間接利用方式(CASE1)にお. 考えられる。システム COP は、海水ポンプの運転方法の. いてターボ冷凍機は同じものを設定し、海水用熱交換器. 変更により 2001 年 2 月以降より向上している。また、年. に冷却塔のサブモデルを用いた水冷式熱源システムを想. 間を通してみると夏季に高い値を示した。. 定した。冷却ポンプの選定は冷却塔の循環水量と実測対. (４ )蓄熱効率と夜間移行率. 象建物における揚程から選定した。空冷方式(CASE3)は、. 蓄熱効率は年間を通してみると、2 年目は 1 年目のデ. 海水間接利用方式においてターボ冷凍機ではなく、空冷. ータを基に、蓄放熱設定を設定できたため、槽の利用状. ヒートポンプチラーのサブモデルを用いた空冷式熱源シ. 態が改善され値も高くなった(図 6)。熱負荷夜間移行率は、ステムを想定した。負荷の大きい夏季においても約 60％と高くなっており、. 熱源電力量は、CASE1 の海水間接利用方式が最小とな. 冬季では熱源の追掛け運転が行われず、蓄熱槽からの放. った。特に夏季においてその差は大きく 5∼ 9 月の合計で. 熱熱量で負荷を賄っているため、100.0％となった。電力. 6％削減となった(図 7,10 )。これは、夏季においては熱源. 負荷平準化へ寄与していることを確認できた。. の冷却水の冷却に用いる海水温度が冷却塔方式や空冷方. ３．海水温度差エネルギーによる効果の検証. 式で用いる外気よりも低いことが要因で、最も温度差の. ３．１. 大きい 6、7 月に海水利用の効果が見られる。また温度差. 計算方法. 実測対象の海水間接利用システムの海水利用系統、熱. のない 9 月においても海水方式の熱源電力量が削減され 39-2.

(3) CASE1. 500. 上も挙げられる。CASE3 の空冷方式の熱源電力量は、空気を熱源とするため、年間を通して 3CSAE のうち最大となった。システム電力量は、CASE1 の海水間接利用方式は、年間を通して CASE3 よりも小さくなったが、. 電力量[MWh/月]. ていることから、海水用熱交換器による熱伝達効率の向. CASE2 よりは大きくなった(図 8,10)。これは、熱源電力. 200 100 10 11 12 2000年. 図7. CASE1 は海水ポンプの動力が大きいため 3CASE のうち. なった。CASE2 は冷却塔を屋上に設置するため、CASE3 は空冷ヒートポンプを屋上に設置するため、それぞれ冷却ポンプと蓄熱ポンプの動力が大きくなった。CASE1∼ CASE3 の電力量と補給水量から年間のエネルギー消費量に関する従量料金を算出した(表 1)。CASE1 は CASE2. 搬送用電力量[MWh/月]. (２ )海水利用における直接利用と間接利用の比較海水利用システムは熱源機の冷却水として海水を利用. 用方式と直接利用方式についてエネルギー消費量と経済性の比較を行った。CASE1-a のターボ冷凍機凝縮器チューブ本数は CASE1 と同じとし、材質は通常の銅製(熱伝. に熱交換器を介して冷却水を冷却するため、直接海水を熱源の冷却水とする CASE1-a よりも熱源冷却水入口温度が夏季で約 1.0K∼ 1.5K 高くなった。しかし CASE1-a では熱源機の凝縮器部分が海水対策としてチタン材を用. 5 6 2001年. 7. 9 [月]. 8. 海水ポンプ冷却水ポンプ. 100. 放熱ポンプ 50 0. 蓄熱ポンプ冷却塔ファン CASE 1. 2. 3. 1-a. 搬送用電力量内訳(8 月積算値) CASE2. 5 4 3. 1011121 2 3 4 5 6 7 8 9 [月]. 表1. 海水ポンプは、機器抵抗が冷凍機となるため揚程が. を通して低くなった(図 7,10 )。CASE1 は海水と熱源の間. 4. 150. 導率 1,340kJ/mK)からチタン材 (熱伝導率 50kJ/mK)となる。. 熱源電力量の各月積算値を見てみると、CASE1 が年間. CASE1-a. 月別システム電力量積算値. 図 10. 2.6mAq 増加するが、CASE1 と同じポンプで運用できる。. CASE3. 3. システムCOP. を直接利用方式とした場合を CASE1-a とし、海水間接利. 2. 6 熱源COP. 源機の冷却水として用いる直接利用方式がある。CASE1. CASE2. CASE1. プの間に熱交換器を介す間接利用方式と、直接海水を熱. 9 [ 月]. 8. 月別熱源電力量積算値. 10 11 12 1 2000年. 図9. するが、その利用方法には、CASE1 の熱源機と海水ポン. 7. 100. 図8. できた。. 4 5 6 2001年. 200. た。また、冷却塔補給水の水道料金を加算したところ、. の保護対策と省コスト対策として有効であることが確認. 3. 300. に対して電力量のみでは年間従量料金で+40 万円となっ. では年間 21t の上水を必要とするため、CASE1 は水資源. 2. 400. 0. CASE1 が従量料金の最も安いシステムとなった。冷却塔. 1. CASE1. 500 電力量[MWh/月]. 下機械室に設置できるため、海水ポンプ以外では最小と. CASE1-a. 300. めである (図 9)。搬送用電力量の内訳をみてみると、で最大となった。しかし、その他のポンプは全て同じ地. CASE3. 400. 0. 量では最小であったが、搬送用電力量が最大となったた. CASE2. 年間システム電力量[MWh/年] 電力料金[千円] 水道料金[千円] 従量料金合計[千円]. CASE3. CASE1-a. 5 4 3 2 1011121 2 3 4 5 6 7 8 9 [月]. COP 比較. 従量料金比較. CASE1. CASE2. CASE3. CASE1-a. 2,138. 2,060. 2,851. 2,094. 13,868 0 13,868. 13,469 11,350 24,819. 20,261 0 20,261. 13,629 0 13,629. CASE1 は、海水ポンプとは別に冷却ポンプが必要であり、 CASE1-a よりも搬送用電力量が大きくなったためである (図 9)。年間のエネルギー消費量に関する従量料金を算出すると、 CASE1 は CASE1-a に対して年間+24 万円とな. いるため、熱伝導効率が低下するのに対し、CASE1 では清水のため通常の熱源機で対応できるので、結果、冷却水入口温度が高くても全体の熱効率は CASE1 が良くなったと考えられる。システム電力量の各月積算値をみると、 CASE1 が年間を通して大きくなった(図 8,10)。 39-3. った(表 1)。また、イニシャルコスト面においては、直接利用方式は凝縮器のチューブにチタン材を用いるため、コストが増大するのに対し、間接利用方式は熱交換器洗浄時の対策として、予備器を導入するためコストが増大.

(4) する。メンテナンス性を比較すると、負荷の大きい時期. となる槽番号と槽温度については、実際に計測点の設置. は熱源システムを停止させずに洗浄等を行う必要がある. されている 10 槽･19 槽･25 槽が 6.0℃･6.5℃･7.0℃の 9 パ. ため、低コストで予備器を導入することのできる間接利. ターンについてそれぞれ計算を行い、送水温度が確保さ. 用方式の方が有利と考えられる。コスト面、メンテナン. れ、かつ蓄熱槽の利用効率が高くなるパターンを選定し. ス面では間接利用方式が効果的であると考えられる。. た。計算期間中 7 月 ~9 月において前日の発生負荷が. (３ )海水取水温度の影響. 3,000(kWh/日)を超える場合は第 19 槽 6.5℃、それ以外の. 実測対象の海水間接利用方式は海水取水口位置が水深. 低負荷日は第 10 槽 6.0℃とした。蓄熱槽の利用効率は槽. -3∼ 4m であり、海水取水の位置を深くすることにより、. 内保有熱量により評価した。. 熱源 COP がより向上することが期待できる。そこで、海. ４．２. 水温度を表 2 として温度変化の大きい 5~9 月について、. 計算結果. 熱供給状況をみると、午前中に熱源 1 台による追掛け. より有効な取水温度について検討した。CASE 1-b は現在. 運転が行われ、13 時~16 時は放熱のみで熱供給が行われ. の位置から-6m、CASE 1-c は -10m に取水位置を変更した. ている(図 11 )。 CASE1-d について通常運転の CASE1 と. 場合であり、CASE1 と同じ海水間接利用方式のモデルを. 比較して、送水温度は確保できており、また、 3 ヶ月間. 用いた。CASE1-b,CASE1-c は、熱源の凝縮温度が下がる. の槽内保有熱量をみるとほぼ同様に蓄熱槽を利用できて. ため熱源電力量が削減され、システム電力量についても、. いた(図 12,13 )。ピークカット運転後のコストメリットは. CASE1 はもちろん、CASE 1-a よりも小さい値となった。. 420 万円となり、昼間熱源を停止させることにより電力. 通常の海水間接方式とシステム COP の平均を比較する. 負荷平準化にも寄与することが確認できた。. と、通常の場合より取水位置を-6m 深くした場合が+0.11、. 蓄熱量. 間接方式より-0.03∼ -0.04 であった。年間を通して、水深による温度変化が見られるのは 5∼ 9 月に限られるが、取水の位置を深くすることで、海水利用の効果が向上する. -10m. 7月 22.8 ℃ 20.7 ℃ (-2.1) 19.9 ℃ (-2.9). 8月 24.2 ℃ 22.6 ℃ (-1.6) 21.9 ℃ (-2.3). 0. 6 12 18 0 8月 7日 (火 ). 図 11 設定変更後熱供給状況. 9月 26.2 ℃ 24.7 ℃ (-1.5) 24.4 ℃ (-1.8). CASE1 空調時間帯. 8 6 5 0. 6 12 18 0 8月 6日 (月 ) . 計算方法. 熱システムに可能な省コスト的運用方法として電力のピ. 空調開始時刻より蓄熱槽からの放熱を始め、放熱のみでは負荷を処理しきれなくなると、13 時頃より熱源 1 台に. 20 保有熱量[MW]. 状況(図 2)をみると、夜間は熱源 2 台による運転を行い、. 6 12 18 0 8月 7日( 火) . 図 12 送水温度比較. 実測対象の海水間接利用システムについて、さらに蓄ーク調整が考えられる。実測対象システムの 8 月熱供給. CASE1-d. 7. 4. ４．夏季運用方法の検討４．１. 0 6 12 18 8月 6日 (月 ). よる追掛け運転が行われていた。そこで、午前中熱源 1 台による追掛け運転を行い、過去 2 年間のピーク時実績値から、ピーク調整割引の適用される 13 時∼16 時の 3 時間熱源を停止させ、放熱のみによる熱供給を行うように起動条件の変更を行った場合を CASE1-d とし、通常運. CASE1. CASE1-d. 供給熱量. 50 40 30. 10. 20 10 0 7月 . 図 13. 8月. 9月. 0 [日 ]. 150 供給熱量[GJ]. -6m. 10. 供給熱量[MWh/ 日]. 水深. 6月 20.2 ℃ 18.2 ℃ (-2.0) 17.6 ℃ (-2.6). 温度[℃]. 0m. 海水温度層変化(大分沿岸域). 5月 18.7 ℃ 16.8 ℃ (-1.9) 16.2 ℃ (-2.5). 放熱量 20. 0. ことが確認できた。表2. 追掛熱量. 5000 4000 3000 2000 1000 0. 熱量[GJ]. 熱量[kWh/h]. -10ｍ深くした場合が+0.15 となり、従量料金比では海水. 100 50 0. 保有熱量比較. ５．おわりに実測及びエネルギーシミュレーションにより、海水温. 転(CASE1)と 7 月∼9 月について経済性の比較を行った。. 度差エネルギーを活用した空調システムのエネルギー消. CASE1-d の蓄熱完了条件は CASE1 と同じとした。放. 費特性と海水利用効果について明らかにした。今後の課. 熱運転中は、まず、前日の発生負荷により当日の空調開. 題として空調設備のイニシャルコストやメンテナンス性. 始時の運転台数を決定する。16 時以降の追掛け開始条件. を考慮した長期間での経済性の評価が必要である。. 39-4.

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