温泉・温度差発電 （第2報：フロンタービンと性能予測）

温泉・温度差発電

（第2報：フロンタービンと性能予測）

植木 弘信＊・児玉 好雄＊＊。栗須 正登＊＊

Thermal Energy Conversion between Hot Spring and Sea Water

（II：Flon Turbine and System Pefformance）

by

Hironobu UEKI＊， Yoshio KODAMA＊＊， and Masato KURISU＊＊

  Ocean thermal energy conversion・system has been・studied by many scientists and engineers for the alternative energy technology・ Particularly， it has been pointed、out that the decision of the component of the system is very important． To optimize the component for the small scale power plant， a screW expander was selected for the turbi血e and 3 substances（flon R11， R12 and R l14）were used as working fluid． The experiment was held on Obama in Nagasaki prefecture，11tilizing the temperature difference between hot spring water and seawater． The turbine perforlnance and the system operating characteristics were studied． Furthermore in order to firld better operating condition， the experimental results were compared wlth the results from a simple power calculation．

1．まえがき

 工場の廃熱を回収して発電を行なうシステムにおい て，廃熱温度が150〜200℃以下と低い場合には作動媒 体としてアンモニアやフロンなどの低沸点媒体が用い られている（1）（2）。また，海洋温度差発電などの低温摩 差発電の場合にもタービンを駆動する媒体として，低 沸点媒体が適当と言われている（3）（4）。低沸点媒体は分 子量が大きく高密度であるだあタービンを小型にでき る利点はあるが，熱伝達率が悪く大型の熱交換器を必 要とする。この低沸点媒体用のタービンとして軸流あ るいはラジアル式のいわゆるターボ型のタービンが従 来用いられており比較的効率は高いが，100。C以下の熱 源に関して十分な性能で運転されている報告例は見当

らない。

 スクリュ膨張機はスクリュ圧縮機（リショルム圧縮

機）を改造し膨張機として使用するものであり，近年 地下熱水を利用した発電システムのタービンとして研 究が始めら舶ており，気液2相の熱水を用いて運転さ れた場合（5）（6）やソーラシステムのタービンとして使用 し＃論告例（7）がある。また金子ら（8）はスクリュ膨張機 を規模の小さい廃熱回収用のタービンとして取り上 げ，作動媒体として空気を用いて性能を実験的に調べ ている。

 本研究では，タービンとしてスクリュ膨張機を用い 低沸点媒体として3種類のフロンを用いて，100℃以 下の温泉熱水と海水との間の低温度差発電の実験を行 ない，特にタービンと発電機を直結した低速回転時に おける特性について調べた。

昭和59年4月28日受理

＊機械工学第二学科（Departmgnt of Mechanical Engineering皿）

＊＊@械工学科（DepartmerLt of Mechanical Engineering）

108 温泉・温度差発電

2．実験装置および実験方法

 実験装置（9）（10）のダイアグラムをFig．1に示し，図 中の記号について説明をTable 1にまとめて示して いる。実験装置システムは，蒸発器，凝縮器，フロン 循環ポンプ，タービン（スクリュ膨張機），発電機お よびその他の補助装置より構成される。フロンのサイ クルは以下に示す通りである。即ち，受液タンク（6＞に

溜められたフロンはポンプ（7）によって蒸発器に送ら れ，蒸気となる。次にこの蒸気はタービン（2）に送ら れ，発電欄4）を駆動し，その後凝縮器へ導かれ液化し て16）へ戻る。このようなフロンの循環により発電が行 われる。

 タービンの出力は光電ピックアップで測定された回 転数とトルクメータ（3）の測定値より算出した。また発

笹5P5

：P3 1

？亀Pも

2

痙｝○

P6

T2P2

To1

→

702

←

   Evapo竃ator TIP1

：P皿

7

：Plo

6 Pg

T7P7

Condense：r

To3

？o嚇

な8：P8

8

Fig．1 System Diagram

Table l Symbols in Fig．1

1一気液分離器 2一タービン

  （スクリュ膨張機）

3一トノレクメータ 4一発電機 5一油分離器 6一受液タンク 7一フロンポンプ。

  （ギヤ・ポンプ）

8一検流計

T1一蒸発器入ロ温度 T2一蒸発器出口 T4一タービン入ロ T5一タービン出口 T7一凝縮器入口 丁8一凝縮器出口 To1一温水入口 To2一温水出口 To3一冷水入口 To4一冷水出口

P1一蒸発器入ロ圧力 P2一蒸発器出口 P3一気液分離器 P4一タービン入口 P5一タービン出口 P6一油分離器 P7一凝縮器入口 P8一凝縮器出口 Pg一受液タンク P10一フロンポンプ入口 P11一フロンポンプ出口

電機（4）には負荷としてスライダックと抵抗器が直列に 接続されている。温度測定にはCA熱電対を用い，圧 力測定はブルドン管式圧力計によった。Figユにおい てTは温度測定点を示し，Pは圧力測定点を示してい

る。

 また，フロンの循環流量は計測のために流量計（8）が 設けられているが，作動不良のため熱交換器の交換熱 量より算出した。即ち，蒸発器において温水が放出し た熱量QEW［kcal／h］は，温水の入口温度および出口 温度をそれぞれT。、，T。2［℃］とし，．比熱をC［kca1／

kg℃］，流量をGEw［kg／h］とすると，QEw−C・GEw

×（T。、一T。2）であるつまたフロンが受け取った熱量 QEFはフロン流量をGEF，蒸発器入口および出口の温 度と圧力より求まるエンタルピ差を∠1。F［kcal／kg］

とするとQEF＝GEF・41EFであるから， QEW＝QEF とすることによりGEFを求めることができる。さら に同様にして凝縮器からもフロン流量GCFを算出し，

G即とGCFの平均としてシステムのフロン循環流量 GFを求めた。

 フロンはR12， R11， R114の3種類を用い，実験 は冷水温度約20℃に対して温水温度を40℃から90℃ま で変化させてタービン出力の変化を調べた。また蒸 発器出口で圧力が10ata以下となるようにフロンポ

Fig．2 Flon Turbine and Generator

SUCヒion

ら 区 あ・

％．．． ノ筋渉

一    〇

@．

778盗。㌧ 、

●   ．．  ・  昌^擢 一繍諌・．蒙・

，．無 し 囑，

、  噤A

         ・  画 ●    ■．・噸●・噛■●曹，一幽一●一一■．       ．騨

R

．E ● ・ 一． ． ・幽 o 噛 噂 o  ロ・怐h●

漁期

z熟語

 賜，  z ^；、． 脳、 い q物些…． 1

P6●●●●●●膨。

Di8chと＝3e

Fig．3 Flon Turbine Cross Section

ンプによる昇圧量を制御しこの圧力以下で運転を行っ

た（10）。

 Fig．2にフロンタービン（スクリュ膨張機）および 発電機の概観を示す。フロンタービンは発電機とトル クメータを介して直結されている。Fig．3はスクリュ 膨張機の断面を示している。スクリュ膨張機は回転容 積型であり，おすめす1対のロータおよびケーシング より構成され，ロータは大きくねじれた歯面を持ち噛 み合って回転する。しゅう動部がないため高速回転が 可能であるが，ケーシングやロータでの作動媒体の漏 れを防ぐために潤滑油が必要であり，潤滑ポンプや油 分離器（Fig．1（5））を設けなければならない。なお実 験に用いたスクリュ膨張機の設計圧力比π二は2であ

る◎

3．フロンタービン（スクリュ膨張機）の性能  Fig．4は回転数に対するフロン体積流量の変化を 示している。三角，四角および丸印はそれぞれR12，

R11，およびRl14に対するデータである。スクリュ 膨張機は回転容積型であるからフロン体積流量は回有 数に比例するはずである。フロン循環流量の算出に誤 差が多く含まれているためデータはばらついており，

R12のデータはR11およびR114の場合からはずれて いるようである。これは作動媒体の変化による運転条 件の相違のためとも考えられるが，後に示すように R12を用いた実験は他と比べて出力が小さいのでR11

およびR114のデータを基に最小二乗法近似で回転数 N［rpm］に対するフロン体積流量V2［m3／min］を求

めると，

ユ．5

喜 至

≡180

畠 蚕

t

三 玉

璽05

0

 △一一R12  ロー一Rll

 O ＿＿ Rユ14         ロ      ロ

       ロ8       0

・，＝％7似／o−4x・＋α∫oO O       g       o

Q o

     口   O  口    O         O  口 O      ム

ロ

   o△△  △

。㍗鯵  、

ロロム   V2尋674×ノ0×N     △

  △

O

0       1000      2000

      N（rpm）

Fig．4 Volumetric Flow Rate

110 温泉・温度差発電

 V2＝3．67×10−4×N十〇．5      （1）

となった。（1）式のO．5はロ一二問およびケーシング内 の漏れ流量と考えられるから，タービンの出力に寄与 するのは近似的に（1）式の右辺第1項のみである。漏れ 流量が回転数の変化とともにあまり変化しないとすれ ば低回転数では漏れの影響が顕著にあらわれ，いわゆ る体積効率が悪くなる。実験結果から回転数が2500 rpmのとき体積効率は約65％程度であると考えられ

る。

 Fig．5はタービンの入口出口の圧力比πを横軸にと り，タービンの出力を実験における最高出力値との比

（：L、／L、m。。）で示したものである。フロンR12， R11，

Rl14に対し実験点をそれぞれ三角，四角および丸印 で示しており，回転数をパラメタとして各種の線で示 している。同一圧力比では高回転数で高い出力が得ら れている。また3種類のフロンを比較するとR114が

タービン回転数が高く出力も大きい。一方，運転圧力 比πは1と2の間に制約されており，これはシステム がクローズドサイクルであるため圧力比の上限が設計 圧力比π置で抑えられているものと考えられる。また，

R12の実験点についてπが低く出力も低いのは実験圧 力を最高10ataに制限したために生じたもので本実 験に特有の現象である。

 Fig．6はタービン出力比（L、／L、m。。）に対するフロ ンガス消費率〔kg／kw．h］の変化を示したものであ る。実験は温水温度を変化させて特性を調べたため 各実験点で回転数は異なるが表示の回転数に対して

±200rpmの範囲に入るデータを示している。実験の

1，0

≧

｛

ゴ

§ 曇

套

＝

遷05

記

△→RI2

ロー一→町1

0一→Rn4

●→ R114 （in Obomo）

3000

窒

重25・・

崖

§、。。。

§

§

き

こご1500

ユ000

500

ず

辱詮

口

＼重、

N（rpm） Rll Rユ2 R11り Line

5σσ 隔  ▲  ● 1000 口  △  O 一一一 1500 日  △  0 一一一一一

2000 e  一・一一

2500 ㊥  一一一

Φ

2000rpm

  1500rpm

⊃汐／

       口   3

惑

・麦

ん。

β   ● 口

ロロ  ロ

  ＼  ㊥ ＼_{eo    ＼}

◎      ＼＼

回 6細事

口 口

0

Fig．6

    0．5      1，0     Turbine Output Rotio （Lt／LtmGx）

Flon Consumption Rate

o 1，0         2，0

Turbine Pressure Rotio

範囲では3種類のフロンでほぼ同様の変化を示し，回 転数が高い運転の場合にフロンガス消費率は小さい。

またR12やR11に比べてR114が小さい値を示して

いる。

 Fig．7は作動媒体としてフロンRl14を用いた実験 で得られたモリエル線図の1例であり，横軸はエンタ ルピ［kcal／kg］，縦軸は圧力［kgf／cm2 abs］であ

る。Fig．7において，（1）は蒸発器入口であり以下，

②：蒸発器出［］，（2，）：タービン入口，（3，）：タービ ン出口，（3）：凝縮器入口，（4）：凝縮器出口であって，

（4）→（1｝はポンプによる昇圧を示している。またAおよ びBは温水および冷水の温度に相当するR114の飽和 圧力レベルであり，P。およびP。は蒸発器および凝 縮器の圧力を表わす。図より明らかなように蒸発器出 口とタービン入口の間，さらにタービン出口と凝縮器 入口の間の2箇所で大きな損失があらわれている。

このとき蒸発器出口と凝縮器入口の圧力比は1．8であ り，タービンの運転圧力比は1．5である。また蒸発器 出口温度は温水温度に近くピンチ温度は2℃程度であ るが，凝縮器出口温度は冷水温度から大きくずれてい る。たとえタービンの運転圧力比を2まで増したとし ても温度差が持つエネルギを十分取り出すには不足で あり，クローズドサイクルにスクリュ膨張機を用いる 場合には圧力比の決定は重要と考えられる。

Fig．5 Turbine Outptlt vs． Pressure Ratio

弔

ミ9

銭 器

＄ 起

80 90      100  0      題馨0       書30       量唱0       魑50       ＝！？      ！99」90  ：言9、

．に 3σ

⊥

司

二；20 ゴ

一

一・梱 Ll

黷qU4

．05『

 も彫7 ^、

z｝も。

ζ二z   ● 

f  ，@§0  。8噂

，

 一

w  ・  h ^9・oa

邑o

9 一

o 霊0

o ^ど

5  ζ 7    ．  一

一〆｝・   67 一   一       ．

Vコ； ^一

霧 ^・〆…

E笏 ・霧 一 一

多，

一 一 輯   ＿

8 7 ^{一 芝 一  一一 二 ｝}

X005 ⁵⁴

坦 碗^■ 置z 曽  _．黶@         一 ^一ア8 ^{．05、 一 一 o}9一o 一殉^巳、0．1

3

．凄z ^{．3一     罵} ₉₋

R響     冑

一

』 ^{一 ●鵡} 一

潤@，f

2

z ブ _∠ ^・

・ o 一一 二

笏

劣一11・ ^；

・

一

o．

0『  7覆 ζ罵、 ^{一 一} 一 三 ^量

一  一

属^{置  ＿．幽＿＿}

陶・魏 ⁷ 噛 ．二．．． ^{「   ．}

8一一

一 0

z    7閉 β／ _一20

一 9

一

0．5 O．4

一畠菊 巧 省一・ ^{畠 馬}

躍 ＿

閨@ ．

駒ノ 鞠

＝ ^…， ^一

・ 一 し

ミ

一 ^一

．一

ノ

@ ^一

ヤ

0．3

O．2

O．1

騨 ^吻 一

■      ＿

Q

㌶ 4

．0 X

翁

一 縛

ミ闇

P

一 のo覧りｷ

、 斗 ^， 》

， ●

@＿∠ ．

σ■・一 7 8一一 ワ 一〇

ρ 2 ^§ ，一^{● 恥曜閲曽■一4、v』巳 ， 層}

 ^帽  一 一 ^{鵯三 卿}

0．05

80 90    亀OO    m    I20    130    踊0 150    150    π0    380    190

0．05

Entha↓py ｛kca1！kg⊃

Fig。7 Mollier Diagrarn of Flon R l14

4．出力の計算

 ・低温度差発電システムの出力を以下に示す簡易計算 によって求ある。計算に際し次の2項目を仮定する。

（i）フロン流量はタービンの要求するだけ熱交換器 より供給される。 （ii）サイクルは温水および冷水の 温度に対応して理想的に運転される。即ち，Fig．8に 示すモリエル線図上において，汐一ビシの入口（2）の温 度は温水温度に等しく，またタービン出口（3）の温度は 冷水温度に等しく飽和蒸気であって，タービン さは断 熱変化とする。

 タービンの出力L、は

、2 器』

＄ 出

ユ

田＝const．

  1   竃   竃

4

2⊂P2，T2⊃

、、

 、

3 （P3，T3》

Ent血aユ．py

    Fig．8 Mollier Diagram

      竺 し一。≒p・％（・一・κ）・一

であらわされる（8）。ここにκは比熱比である。

また，フロン流量は（1）式より近似的に  V2＝3．67×10『4×N．

（2）

（3）

本実験に用いた発電機の発電電庫Eは回転数Nに比 例し次式で表わされる。

E＝0．083×：N−21．9       r  ㌧

発電機入力LGおよび発電機出力Lwは

 LG＝1／万・E2／R・ηG  Lw＝LG・ηG．

と書ける。

 ここで，（2）〜⑥式において η，：スクリュ膨張機の理想効率

   裕一（  1出κ  κ1一πi）＋＠二・）（卜∴）

（4）

（5）層

（6）

         ・（、一。≒り1

 ηむ：タービン効率  ηG：発電機効率 である。

 計算は，温水および冷水の温度条件よりタービンの 入ロおよび出ロの状態を求め，タβビン回転数を仮定

112 温泉・温度差発電

して，タービン出力が発電機入力と等しいことから収 束計算を行なう。このときの計算フローチャートを Fig．9に示す。

STAR田

工NPUT：P2，T2，P3，T3

H3ass㎜e

（4），（5）→・LG

new N

Lt富：LG→V2

5．計算結果

 Fig．10は温水と冷水の温度差ゴT［・c］を横軸にと り，タービン出力比L、／L、皿。．の変化を示したのも ある。R12， R11およびRl14に対して代表的な実験点 をそれぞれ三角，四角および丸印で示しており，計算 結果を一点鎖線，破線および実線で示す。この図にお いて冷水温度は20。Cである。斜線は圧力制限をユOata としたことおよび温水温度の上限を900Cと設定したこ とを意味する。R12の場合は実験値は予測より低い値 であるが，RllおよびRl14では予測のほぼ半分の出 力値が得られている。また，R114の実験点は予測線と 比較して4Tが50℃以上では出力が横ばいになって いると判断される。これは運転圧力比がすでに2に達 していることおよび温水温度の上昇に比べてタービン 入口の圧力レベルの上昇が不十分であったためと考え

られる。

no

（3》→N

N3True？

：［w

yes

寿

E1露D

Fig． g Outpllt Calculation Flow Chart

4

ざ3

塁

書

震2

ユ

0

△一ゆ臓《一一一一｝

ローのR11 一一一⊃

O−gR11駅一⊃

R11侮

    贈／

〆、．メ

∠！

ﾖ浮髭

陛／

影

／

浄

oo

0     10     20     30     40     50     60     70

        τ隙rα凹re D1fferenoe｛●C⊃

iFig．10幽T廿rbine『nutp｛1t vsl Temperature     difference

6．まとめ

 温泉の熱水を高温熱源とし海水を低温熱源とした低 温度差発電において，タービンとしてスクリュ膨張機 を用い作動媒体としてフロンR12，R11およびR114を 用いて実験し，さらに簡便な出力計算結果と比較する ことによって次の結果を得た。

 （1）スクリュ膨張機をクローズドサイクルで用いる   場合，運転圧力比は設計圧力比によって抑えられ   るから設計圧力比の決定は重要である。

 ② 実験の範囲では，スクリュ膨張機は回転数が高   い方がフロンガス消費率が小さい。

 （3）最：高圧力を10ataと制限し，温泉熱水と海水   の間で温度差発電を行なう場合，作動媒体として   はR12およびR11に比べてR114の方が適してい

  る。

 （4）簡便な出力計算により運転特性について考察の   結果，高温熱源の温度が増すとともに運転圧力比   および圧力レベルが共に増加しないと高出力は得   られないと考えられる。

 最後に，本研究にご協力戴いた流体研究室の田中 清裕技官および当時の卒研生の佐藤敏満君，山口淳一 君，猪口義明君に謝章を表す。

 参考文献

（1）池田，福田，日本機械学会誌，83巻745号，昭和  55年12月

（2）瀬賀，日本機械学会誌，83巻745号，昭和55年12月

（3）上原，楠田，門出，宮崎，火力原子力発電，VoL

 31， No．5， 1980

（4｝Ganic， E． N． and Wu， J．， Energy Con−

 version， Vo1．20， No．1，1980

（5）Weiss， H．， Steldel， R． and Lundberg， A．，

 UC良し−51861，1975

（6）House， P． A．，UCRL−52043，1976

（7）Merigoux， J． M． and Pocard， P．， Solar  Energy International Progress， Proceedings

 of The International Symposium−Workshop  on Solar Energy，1980

（8）金子，平山，日本機械学会講演論文集，No．830−

 12，昭和58年10月

⑨栗須，児玉，田中，日本機械学会講演論文集，

 ：No．835−4，昭和58年

（1①栗須，田中，児玉，東，高橋，植木，長崎大学  工学部報告，23，昭和59年

114