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1 カリーナサイクルと有機ランキンサイクルのエクセルギー解析 Exergy Analysis on the Kalina Cycle and the Organic Cycle 山下誠二 * 田中一雄 * 溝口和彦 Seiji Yamashita Kazuo Tanaka Kazuhiko Mizoguchi ( 原稿受付日 14 年 3 月 25 日, 受理日 14 年 1 月 1 日 ) Cyclic examination including exergy analysis on the Kalina Cycle and the Organic Cycle were fulfilled to understand the characteristics as means of waste heat recovery. The results showed that for waste heat recovery of c exhaust gas, the Kalina Cycle gave higher exergy efficiency than the Cycle because boiler exergy loss was small. The Cycle also gave higher exergy efficiency than the Cycle because latent was small and exhaust exergy loss was small. For waste heat recovery of c exhaust gas, the Kalina Cycle lost the advantage to the Cycle because recuperator and absorber exergy loss became bigger. Comparison with the conventional steam turbine cycle (Water Cycle) were also fulfilled. For waste heat recovery of 3c or higher exhaust gas, the conventional steam turbine cycle is the most reasonable means of waste heat recovery because the triple pressure Water Cycle and the supercritical Cycle showed the almost same exergy efficiency and the Water Cycle is proven technology of co-generation power plant. ** 1. はじめに から動力を取り出すサイクルとしてカリーナサイクルや各種低沸点媒体を用いた有機ランキンサイクルが提案, 実用化されている. カリーナサイクルの実用化の例として製鉄所における 98 温水回収の例 1), 石油プラントにおける 116 炭化水素回収の例 2) などがある. 有機ランキンサイクルの実用化の例としてはフロンや炭化水素を用いたいわゆるバイナリータービンと呼ばれるものがあり 3), 代替フロンを用いた 98 温水バイナリー発電 4) や, ペンタンを用いた 143 地熱バイナリー発電 5) などがある. アンモニアを利用したランキンサイクルとしては 15~ の排ガスを熱源とした実証試験の例 6) などがある. このような実在サイクルにおいては, 温度や周囲条件, 規模などが様々で同列の比較が難しく, 従来型蒸気タービン ( 水ランキンサイクル ) に対する優位性も必ずしも明確ではない. そこで, 本稿ではエクセルギー解析を含むサイクル検討により, 回収発電における各サイクルの特徴を明らかにする. 2. エクセルギーとサイクル検討の前提 2.1 回収発電の効率定義回収発電は工場や地熱など様々な温度レベルの未利用エネルギーから, 有効な発電出力を得ようとするものであるから, 回収発電の評価にはエクセルギーを用 * 川崎重工業株式会社技術開発本部技術研究所 明石市川崎町 1 番 1 号 ** 川崎重工業株式会社ガスタービン 機械カンパニー機械ビジネスセンタータービン部陸用タービン課 神戸市中央区東川崎町 いるのが有効である. エクセルギー解析では温度の違いによるの質を考慮できるほか, サイクルを構成する要素機器の不可逆変化を個別に把握できるからである 7). エクセルギーの定義を式 1 に示す. エクセルギーとエンタルピーの比は有効比と呼ばれ, 式 2 で定義される 8). e ( h h ) ( s s ) T (1) e λ (2) ( h h ) ここで,e: 比エクセルギー,h: 比エンタルピー,s: 比エントロピー,T: 温度,λ: 有効比であり, 添字 は基準条件を示す. なお, 本稿ではエクセルギーの基準条件を圧力 11.3kPa, 温度 25 とする. 例として, 圧力 11.3kPa, 温度 のの比エンタルピー, 比エクセルギーおよび有効比を図 1に示す. のの有効比は 11% であり, のエンタルピーを kw とすれば, エクセルギーは 11kW であり, この 11kW が可逆プロセスにより取り出すことのできる最大仕事である. 回収発電のエクセルギー効率を式 3 で定義する. のエクセルギーは基準条件 ( 圧力 11.3kPa, 温度 25 ) に対する値である. 回収発電では媒体ポンプ動力が無視できないので, 有効な出力は式 4 に示すパッケージ端出力で評価する. ポンプ等 媒体の駆動に直接関与しない補機動力は検討の対象外とした. 第 3 回エネルギーシステム 経済 環境コンファレンスの内容をもとに作成されたもの 21

2 ハ ッケーシ 端出力エクセルキ ー効率 (3) のエクセルキ ー ハ ッケーシ 端出力 出力 - 媒体ホ ンフ 電力 (4) Entalpy h - h =( )=79.5kJ/kg (s - s ) T =( ) 298.2=7.7kJ/kg Exergy e=( )=8.8kj/kg λ=8.8/79.5=11% Exhaust Gas Composition N 2 :O 2 :CO 2 :H 2 O :Ar =74.1 :11.2 :4.4 :9.4 :.9 図 1 級のエンタルピーとエクセルギー 2.2 サイクルフロー検討対象のカリーナサイクル 9) および有機ランキンサイクルのフロー図をそれぞれ図 2,3 に示す. カリーナサイクルは混合媒体の沸点上昇を利用してサイクルの効率を上げようとするもので, 媒体には熱力学的な特性を考慮してアンモニア 水混合媒体を用いることが多く, 本稿でもアンモニア 水混合媒体について検討する. アンモニアは水より沸点が低く, 蒸発器出口の気液分離器で分離された気相は濃アンモニア蒸気であり, 液相は希アンモニア水である. 復水器の飽和圧力を下げてタービン膨張比を大きくするため, タービン出口の濃アンモニア蒸気は吸収器で液相と混合 吸収して元のアンモニア濃度に戻された後に復水器で凝縮される. タービン入口圧力は媒体ポンプ出口圧力により任意に選定できるので, アンモニア濃度および温度により決まる復水器圧力とあわせてタービン膨張比が決まる. なお, 液相は再生器において媒体を予熱して, 温度を下げた後に吸収器に送られる. 有機ランキンサイクルはフロンや炭化水素など水よりも低沸点の媒体を用いるランキンサイクルであるが, サイクルフローは基本的に水ランキンサイクルと同じである. いずれのサイクルでも, 過熱器は温度 級以上の場合に設置するものとし, この場合のカリーナサイクルの気液分離器は蒸発器と過熱器の間に設置する. これらの理由は 3.3 に後述する. Evaporator 図 2 カリーナサイクルフロー図 Waste Heat Superheater (*) Preheater Boiler Waste Heat Superheater (*) Evaporator Separator Preheater Absorber Boiler Exhaust Recuperater Condenser Pump P (*)The boiler is equipped a superheater for waste heat recovery of c or higher. Exhaust Vapor Vapor Pump Condenser (*)The boiler is equipped a superheater for waste heat recovery of c or higher. 図 3 有機ランキンサイクルフロー図 Generator 2.3 サイクル検討の前提サイクル検討の前提を表 1に示す. これらの前提は分散型発電規模の実在サイクルを想定して値を選定した. カリーナサイクルの蒸発器と予熱器は一体型を想定しアプローチ温度差は とした. 有機ランキンサイクルの蒸発器と過熱器は別置型を想定しアプローチ温度差は 5 とした. カリーナサイクルのボイラ高温側および再生器低温側の終端温度差は 級回収で 5, 級以上では 1 とした. 同様に有機ランキンサイクルの過熱器高温側の終端温度差は 1 とした. ピンチポイント温度差は両者ともに 級回収で 5, 級以上では 1 とした. なお, アプローチ温度差は飽和温度と予熱器出口媒体温度との差である. ピンチポイント温度差は高温側流体出口温度と飽和温度との差である. 終端温度差は熱交換器終端における高温側流体と低温側流体の温度差である. 回収線図におけるこれらの温度差を図 5,6 に示すカリーナサイクルの気液分離器あるいは吸収器の圧力損失はそれぞれ蒸発器あるいは復水器に含むものとした. の種類はガスを想定し, ボイラの出口圧力を 11.3kPa, ガス側圧力損失を 3kPa としたので, の圧力は 14.3kPa で供給されるものとした. P Generator Cooling Water Cooling Water 22

3 媒体等の物性値は米国の国立標準技術研究所 (National Institute of Standards and Technology, NIST) が提供する REFPROP を用いた. 表 1 回収サイクル検討前提 項目 値 備考 種類 ガス タービン断熱効率 75.% ポンプ断熱効率 75.% タービン機械効率 95.1% 軸受効率 98.% ポンプ機械効率 95.1% 減速機効率 97.% 発電機効率 93.% 電動機効率 93.% 終端温度差 5 級以上は 1 ピンチポイント温度差 5 級以上は 1 アプローチ温度差 5 カリーナは 復水器最小温度差 5 温度 22 温度上昇 5 大気圧 11.3kPa ガス側圧力損失 3kPa 媒体側圧力損失 - 過熱器 5kPa 級以上設置 - 蒸発器 5kPa 気液分離器含む - 予熱器 5kPa - 再生器 5kPa カリーナのみ - 復水器 1kPa 3. カリーナサイクルとアンモニアランキンサイクル アンモニア利用サイクルとして, アンモニア 水混合カ リーナサイクルとアンモニアランキンサイクルの比較検討 を行う. 3.1 カリーナサイクルのアンモニア濃度 級回収発電におけるアンモニア濃度とカリー ナサイクルの効率の関係を図 4に示す. アンモニア濃度を 上げると効率が上昇するが, アンモニア濃度を上げすぎる と少量の液相で再生 吸収することになり, 気液分離器, 再生器および吸収器の構成が難しくなるのでアンモニア濃 度には上限が存在する. 以降はカリーナサイクルのアンモ ニア濃度を 9mol% として検討する. Package Exergy Eff. 24% 22% % 18% 16% Waste Heat Temperature = c 14% Ratio (-) mol% = 図 4 アンモニア濃度とカリーナサイクル効率 3.2 回収線図と凝縮線図カリーナサイクルとアンモニアランキンサイクルの回収線図の例を図 5,6 に示す. 交換熱量はアンモニアランキンサイクルを として表示した. カリーナサイクルは混合媒体の沸点上昇を利用して, 回収率を維持したままでより高温の蒸気を作ることができるのが特徴であり, ボイラのエクセルギー損失を小さくすることができる. ただし, 湿り飽和でピンチポイントが存在するから, ランキンサイクルと同様にピンチポイント温度差により回収率が決定される. カリーナサイクルは再生器でボイラ交換熱量の一部を循環しているが, これにより回収率が改善するわけではない点に注意が必要である. Terminal Point Temperature Differnce 9 8 Exhaust Gas Recuperated 7 Medium 6 5 Water Mixture Pinch Point Temperature Differnce 3 1 Kalina Cycle (:Water = 9:1) Recuperator Boiler, Recuperater Heat Exchange (-) 図 5 カリーナサイクル回収線図 9 Exhaust Gas Pinch Point Temperature Differnce 3 Approach Subcooling Boiler Heat Exchange (-) 図 6 アンモニアランキンサイクル回収線図 23

4 同様に凝縮線図の例を図 7,8 に示す. カリーナサイクル では復水器で凝縮点降下がおこるため飽和温度は一定ではなく, 最小温度差は凝縮器中間部に存在する. 一方, アンモニアランキンサイクルでは復水器における飽和温度は一定であり, 最小温度差は凝縮器の出口側に存在する. 両者の凝縮線図を比較すれば, カリーナサイクルの復水器入口温度が高く, 復水器のエクセルギー損失が大きい. カリーナサイクルは混合媒体の沸点上昇により, ボイラのエクセルギー損失が小さい点が強調されるが, 逆に復水器のエクセルギー損失は大きいため, サイクルの得失を理解するにはこれらを総合的に評価する必要があり, これらは 3.4 に後述する Kalina Cycle (:Water = 9:1) Water Mixture Cooling water Pinch Point Temperature Saturated 6 8 Condenser Heat Exchange (-) 図 7 カリーナサイクル凝縮線図 Pinch Point Temperature Differnce = 5C Cooling water 6 8 Condenser Heat Exchange (-) Saturated 32C 図 8 アンモニアランキンサイクル凝縮線図 3.3 過熱器と気液分離器 過熱器の設置条件について検討する. アンモニアランキ ンサイクルについて, 温度に対して効率最大となるタービン膨張比を選定した場合のタービン出口湿り度とエクセルギー効率を図 9に示す. 図 9には要素機器のエクセルギー損失も積み上げ表示した. 温度が上がれば効率最大となる膨張比が大きくなるが, アンモニアや水は膨張比を大きくするとタービン出口湿り度が大きくなる. 湿り蒸気はいわゆる湿り損失と呼ばれるタービン効率の低下をも たらし 1), 湿り度が 1% 増加するとタービン効率はおおむね 1% 低下するため 11), タービン出口湿り度は 13% 以下となるように選定することが多い. したがって, 実在サイクルにおける湿り損失を考慮して, 温度 以上では過熱器を設置するものとした. なお,T-s 線図の違いによるサイクル上の特徴は 4.1 で後述する. カリーナサイクルで過熱器を設置する場合, 気液分離器は前述の図 2に示すように蒸発器と過熱器の間に設置する. カリーナサイクルは混合媒体の沸点上昇を利用して, ボイラのエクセルギー損失を小さくするのが目的であるから, 沸点上昇後の液相は過熱器を通さずに蒸発器出口で分離して, より温度の低い液相で再生を行い再生器のエクセルギー損失が過大にならないようにするためである. 過熱器を設置したカリーナサイクルの回収線図の例を図 1に示す. 図 1 中の網掛け部分が再生器のエクセルギー損失に相当する部分であり, 再生器のエクセルギー損失を小さくするためにはより温度の低い液相で再生する必要があることがわかる. Wetness, Exergy Eff. 11% % Pump Loss 9% Boiler Loss 8% Condenser Loss, 7% Exhaust Cooling Water 6% Loss 5% % Mechanical, 3% Gen. Loss Package Term. Elect. % Pump Elect. 1% Exit Wetness. % Waste Heat Temperature (C) 図 9 温度とタービン出口湿り度の関係 Exhaust Gas Recuperated Superheater 1 Medium 1 Medium 8 ( Water Mixture) 6 Kalina Cycle (:Water = 9:1) Recuperator Boiler, Recuperater Heat Exchange (-) 図 1 カリーナサイクル回収線図 ( 過熱器あり ) 24

5 3.4 カリーナサイクルのエクセルギー解析 級カリーナサイクルのエクセルギー解析結果をア ンモニアランキンサイクルと比較して図 11,12 に示す. タ ービン入口圧力をカリーナサイクルは 2.3MPa, アンモニア ランキンサイクルは 2.8MPa と効率最大となるよう選定し た. カリーナサイクルは混合媒体の沸点上昇によりボイラのエクセルギー損失が 38.% とアンモニアランキンサイクルより 3.7 ポイント小さい. 一方, 吸収器 復水器損失は合計 9.2% であり, アンモニアランキンサイクルの復水器損失 7.2% に比べ 2. ポイント大きい. これらを総合するとカリーナサイクルの効率は 21.7% であり, アンモニアランキンサイクルの効率 18.9% より 2.8 ポイント高い. 媒体ポンプポンプ線図入力 1. 損失.2 ボイラ損失 38. ( うち再生器損失 1.7) タービン損失 8.2 タービン タービン 蒸気 43.7 線図出力 復水器損失 9. 吸収器混合損失.2 媒体ポンプ電気 1.1 パッケージ端電気 21.7 タービン機械 発電機損失 3. 図 11 級カリーナサイクルエクセルギー解析 とエンタルピー解析の違いは, 効率の表示としては分母に有効比を乗じているか否かの違いであるが, エンタルピー解析では不可逆変化や熱の質を考慮できないので, エクセルギー解析とあわせて検討する必要がある. 図 13,14 のエンタルピー解析ではやに捨てられるエンタルピーが大きいが, 図 11,12 のエクセルギー解析ではに捨てられるエクセルギーはわずかであり, ボイラの高温側流体と低温側流体の温度差に起因するエクセルギー損失が最も大きな損失となっていることがわかる. なお, 以降では要素機器の損失分析において重要なエクセルギー解析を中心に検討を行うものとする. 媒体.5 媒体ポンプ線図入力.14 タービン蒸気 52.7 ( エンタルピー ) 再生 媒体.5 タービン線図出力 3.6 機械 発電機損失 媒体ポンプ電気.16 パッケージ端電気 3.4 電気 3. 図 13 級カリーナサイクルエンタルピー解析 媒体ポンプポンプ線図入力 1.1 損失.3 タービン蒸気 37.8 ボイラ損失 41.7 タービン損失 7.4 タービン線図出力 媒体ポンプ電気 1.3 パッケージ端電気 18.9 媒体 1.5 媒体ポンプ線図入力.16 タービン蒸気 5.9 ( エンタルピー ) 媒体 1.5 タービン線図出力 3.2 機械 発電機損失 媒体ポンプ電気.18 パッケージ端電気 2.64 電気 復水器損失 7.2 タービン機械 発電機損失 図 12 級アンモニアランキンサイクル エクセルギー解析 図 14 級アンモニアランキンサイクル エンタルピー解析 3.5 エクセルギーとエンタルピー図 11,12 のエクセルギー解析結果との比較のため, エンタルピー解析結果を図 13,14 に示す. エンタルピーで効率を表示した場合, のエンタルピー % に対して, カリーナサイクルの効率は 3.%, アンモニアランキンサイクルの効率は 2.6% と著しく低く表示される. エクセルギー解析 4. 有機ランキンサイクル 4.1 有機ランキンサイクルの媒体と T-s 線図有機ランキンサイクルの特徴を説明するために, アンモニアあるいはフロン () を媒体に用いたランキンサイクルの T-s 線図を図 15,16 に示す. アンモニアを媒体に用いた場合, 膨張線が飽和線の内側にあるためタービンで膨 25

6 張するにつれて湿り度が増大する. 湿り損失によるタービン効率の低下は特に十分な過熱蒸気が得られない回収発電ではその影響が顕著である. 一方, 有機ランキンサイクルに用いられるフロンや炭化水素は, 膨張線が飽和線の外側にあるためタービンで膨張するにつれて過熱度が増大する. これは湿り損失が無いことのほか, タービン入口を過熱蒸気にする必要が無いので, 過熱器のないシンプルな回収系が採用可能な点が特徴である. フロンの一例として の主要目を表 2に示す. は有機ランキンサイクルのほか, ターボ冷凍機やウレタン発泡剤等に広く用いられている. フロンはより環境性能の優れた新媒体が開発されつつあり 12), 有機ランキンサイクルにおいても順次新媒体の導入が進むものと思われる. Temperature (C) Temperature (C) 化学名 Expansion Line Saturation Line Entropy (KJ/kgK) 図 15 アンモニアランキンサイクル T-s 線図 Saturation Line Expansion Line Entropy (KJ/kgK) 図 16 フロンランキンサイクル T-s 線図 項目 表 2 主要目 化学式 CHF 2 CH 2 CF 3 オゾン破壊係数 地球温暖化係数 1,3 備考 1,1,1,3,3- ペンタフルオロプロパン 4.2 有機ランキンサイクルのエクセルギー解析 級回収発電において, 様々な媒体を用いたラン キンサイクルの効率を比較して図 17 に示す. 効率の最大値 はフロン () で 19.6%, 炭化水素 ( ペンタン ) で 19.4% で あり, いずれもアンモニアランキンサイクルの効率 18.9% を上回る. 代表してフロン () を用いたランキンサイ クルのエクセルギー解析結果を図 18に示す. 蒸気のエクセルギーが 38.8% と図 12のアンモニアランキンサイクルに比べて 1. ポイント大きく, 有機ランキンサイクルは潜熱の小さい媒体を選定し, 回収率を高くしてサイクル効率を上げることができる. 効率面ではカリーナサイクルの効率 21.7% に及ばないが, 有機ランキンサイクルは気液分離器, 再生器, 吸収器が不要であり物量の点で優位であることを考慮すると, 実在サイクルとして利得がある. なお, 級でもサイクル検討上は水ランキンサイクルが可能であるが, タービン入口, 出口ともに負圧であるためタービンが過大となるほか, 十分な圧力の軸シール蒸気が得られないために不凝縮ガスや潤滑油が蒸気側に混入するなど, 実在サイクルを考えた場合は課題が多い. また, サイクル効率の点からも水ランキンサイクルの効率は 16.9% と低く, やはりカリーナサイクルや有機ランキンサイクルに利得がある. Package Exergy Eff. 22% % 18% 16% 14% 12% 1% 8% Waste Heat Temperature = c Pentane Water Ratio 図 17 各種ランキンサイクルの効率比較 媒体ポンプポンプ線図入力.7 損失.2 タービン蒸気 ボイラ損失 42.4 タービン損失 7.3 タービン 線図出力 復水器損失 媒体ポンプ電気.8 パッケージ端電気 19.6 タービン機械 発電機損失 2.7 図 18 級フロンランキンサイクルエクセルギー解析 26

7 5. 従来型蒸気タービン発電との比較 以上は 級の場合であるが, 温度によりこ れらのサイクルの長所 短所は変わり, ある温度以上では従来型蒸気タービン ( 水ランキンサイクル ) が採用されることになる. 以降は温度が変わった場合の検討を行う. 従来型蒸気タービンのフロー図の例を図 19に示す. 図 19 は 2 重圧サイクルの例であり, 高圧 中圧の 2 種類の蒸気を生成し, 高圧蒸気をタービンで膨張させてタービン途中で中圧蒸気を混気して, さらに膨張させた後に復水器で凝縮させる. Waste Heat P 図 19 従来型蒸気タービンフロー図 (2 重圧 ) 5.1 級回収発電におけるサイクル比較 級回収発電におけるサイクル比較を図 に示す. 水ランキンサイクルでは回収率を上げるため複数の圧力のボイラで構成される複圧混気サイクルを採用するのが一般的であるから,3 重圧サイクルまで検討して混気蒸気圧力が負圧の範囲を破線で示した.3 重圧サイクルの場合, 高圧, 中圧, 低圧と順次圧力の低い蒸発器で生成した蒸気をタービン膨張途中で混気していくサイクルであるが, 未満のを回収する場合は負圧の蒸気を生成する必要がある. 図 では 3 重圧水ランキンサイクルが最も高い効率であるが, 低圧混気蒸気が 5kPa 程度の負圧になり, 水を媒体に選定するには 級は温度が低い. 級回収発電におけるカリーナサイクル, アンモニアランキンサイクルおよびフロンランキンサイクルのエクセルギー解析結果を図 21~23 に示す. カリーナサイクルはアンモニアランキンサイクルより効率が低く, 級ではカリーナサイクルの利得がなくなる. これは温度の上昇により高温の媒体による再生や, 高温のタービン出口蒸気の吸収などの損失が増大するためである. 図 11, 21 を比較すると 級に比べて再生器損失が 1.1 ポイント, 吸収器損失が.8 ポイント悪化している. ランキンサイクルでは温度が上がれば, タービン入口の過熱度を十分とることができるので, フロンとアンモニアを比較した場合, 膨張するにしたがって飽和に近づいていくアンモニアの方が復水器損失が小さく有利な結果と P Exhaust Steam Generator Cooling Water なる. アンモニアランキンサイクルの復水器損失は 5.5% であり, フロンランキンサイクルの 17.2% に比べて非常に小さい. アンモニアランキンサイクルの効率最大となるタービン入口圧力は 7~8MPa と比較的高圧であり, サイクルの優劣は実際に採用できる圧力も重要である. 先に紹介した 15 ~ 級アンモニアランキンサイクルの実証試験の例ではタービン入口圧力に 3.7MPa を採用している 6). Package Exergy Eff. % Waste Heat Temperature = c 38% 36% Triple 34% Kalina 32% Dual 3% 28% Water 26% 24% Single Pentane 22% Inlet (MPa) 図 級回収発電におけるサイクル比較 媒体ポンプポンプ線図入力 2.4 損失.6 タービン蒸気 ボイラ損失 25.7 ( うち再生器損失 2.8) タービン線図出力.9 タービン損失 復水器損失 6.7 吸収器混合損失 1. 媒体ポンプ電気 2.7 パッケージ端電気 33.4 タービン機械 発電機損失 4.7 図 21 級カリーナサイクルエクセルギー解析 媒体ポンプポンプ線図入力 3. 損失.7 タービン蒸気 ボイラ損失 24.6 タービン線図出力 42.3 タービン損失 復水器損失 媒体ポンプ電気 3.4 パッケージ端電気 34. タービン機械 発電機損失 4.9 図 22 級アンモニアランキンサイクル エクセルギー解析 27

8 媒体ポンプポンプ線図入力 1.6 損失.4 タービン蒸気 ボイラ損失 23. タービン損失 8.7 タービン線図出力 復水器損失 17.2 媒体ポンプ電気 1.8 パッケージ端電気 29.5 タービン機械 発電機損失 4.1 図 23 級フロンランキンサイクルエクセルギー解析 級回収発電におけるサイクル比較 3 級回収発電におけるサイクル比較を図 24 に示 す. フロンあるいはアンモニアランキンサイクルは図中の白抜き丸印以上の圧力では超臨界圧サイクルである. アンモニアランキンサイクルを効率最大とするには MPa 超臨界圧サイクルの実現が必要であるが, 水ランキン 3 重圧サイクルは 1.8MPa で効率最大であり, 現実的な圧力でサイクルを実現できる. アンモニアランキンサイクルと水ランキンサイクルの効率最大値は 46% 超でほぼ同じであり, 3 級回収発電ではコージェネの実績等も考慮して水ランキンサイクルを採用するのが合理的である. Package Exergy Eff. 5% Waste Heat Temperature = 3c 48% Triple 46% 44% 42% Dual % 38% Water 36% Single 34% 32% Inlet (MPa) 図 24 3 級回収発電におけるサイクル比較 6. まとめカリーナサイクルと有機ランキンサイクルについてエクセルギー解析を含むサイクル検討を行った. また, 従来型蒸気タービンを含む各種回収発電サイクルについて, 様々な温度におけるサイクルの特徴について述べた. 以下に結論をまとめる. 級回収発電ではカリーナサイクルおよびフ ロンや炭化水素を用いた有機ランキンサイクルは水ランキンに比べて効率が高く, 回収発電サイクルと しての利得がある. 級回収発電ではアンモニアランキンに対してカリーナサイクルの利得がなくなる. これは温度の上昇により再生器および吸収器のエクセルギー損失が増大するためである. 3 級回収発電においては水を媒体に利用した従来型蒸気タービンを採用するのが合理的である. 参考文献 1) 新日鐵住金 ( 株 ); カリーナサイクル発電システム, ( アクセス日 ) 2) 永田英記 ; 石油プラントへの低位熱発電システムの適用, ( アクセス日 ) 3) 山下誠二, 溝口和彦 ; 自然エネルギー利用バイナリータービン発電システム, 日本ガスタービン学会誌, Vol.39, No.5,(11), ) 溝口和彦, 清水元, 鈴木宏和, 三宅直樹, 今野優子, 山下誠二, 澤田正志 ; 25kW 級小型バイナリー発電設備 -グリーンバイナリータービン-, 川崎重工技報, No.173, (13), ) 高藤剛 ; 八丁原バイナリー発電施設について, コージェネレーション, vol., No.1, (5), ) 高鍋浩二, 藤田優, 白石清 ; アンモニア ランキンサイクルによる回収発電, 日立造船技報, Vol.65, No.1, (4), 6-9 7) 中西重康, 久角喜徳, 堀司, 毛笠明志, 小倉啓宏, 山下誠二, 中垣隆雄, 金偉力 ; エクセルギーデザイン学の理解と応用, 大阪大学出版会, (12), ) 石谷清幹 ; 熱管理士教本 -エクセルギーによるエネルギーの評価と管理 -, 共立出版株式会社, (1977), ) 池上康之, 森崎敬史 ; 蒸気動力サイクルシステム, 特開 , 図 5 1) 田沼唯士, 長尾進一郎, 山本悟 ; 蒸気タービンの湿り蒸気の影響低減技術, ターボ機械, Vol.31, No.8, (3), , 日本工業出版 11) E.H.Miller, P.Schofiild, The Performance of Large Steam -Generators with Water Reactors, ASME Meeting (1972) 12) Konstantinos Kontomaris, Barbara Minor, Claus-Peter Keller; ULTRA-LOW GWP WORKING FLUID FOR ORGANIC RANKINE CYCLES, ASME ORC 13 2 nd International Seminar on ORC Power Systems, (13), ( アクセス日 ) 28

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