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あつのかやぬま
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1 423 日本機械学会論文集 (B 編 ) 79 巻 799 号 (213-3) 原著論文 No.212-JBR-831 * 梅沢修一 *1, 島田寛之 *2 *3, 宮本潤上田憲治 *4, 大谷雄一 *3 *5, 櫻井浩治 Development of a Recovery Centrifugal Pump Producing High Temperature Water Shuichi UMEZAWA *1, Hiroyuki SHIMADA, Jun MIYAMOTO, Kenji UEDA, Yuich OHTANI and Kouji SAKURAI *1 Tokyo Electric Power Company, 4-1 Egasaki-cho, Tsurumi-ku, Yokohama, Japan This paper reports about a centrifugal heat pump producing high temperature water. The heat pump is charged a single refrigerant HFC-134a and is adopted for a high efficiency centrifugal compressor and a brazed plate heat exchangers. Rated performance of the heat pump confirmed COP=3.. The heat pump was applied for a transformer manufacturing factory as an alternative to the boilers. Low temperature heat source of the heat pump is exhaust gas in the factory. As a result, the heat pump has been satisfied high COP at factory operations. In addition primary energy consumption of manufacturing system has been reduced by 27%. And CO 2 emissions of manufacturing system has been reduced by 44%. Key Words : Pump, Centrifugal Compressor, High Temperature, High Efficiency, Industrial Process, Recovery, CO 2 Emission Reduction 1. 緒言近年, 産業分野における省エネルギーと CO 2 排出量削減は重要な課題であり, 熱源供給に高効率の電気式ヒートポンプの採用が広がっている. しかし, 産業分野においては, 乾燥工程や殺菌工程等 1 C 以上の熱需要がエネルギー消費比率で大きな割合を占めており, この領域へのヒートポンプの適用は冷媒や圧縮機, 熱交換器, 制御機器の耐熱性能や耐圧性能, 効率の問題により, 困難と考えられていた. この領域への熱供給は, 今まで主にボイラによって行われてきた. そこで今回,13 C 圧縮水を出力する高効率大容量の電気式ヒートポンプを新開発し, 変圧器工場の乾燥工程に適用した. そしてその実測データを基に, 高温ヒートポンプの生産設備への導入による省エネルギー効果と CO 2 削減効果を検証した結果について報告する. 2. 記号単位 A: ing surface area[m 2 ] h: transfer coefficient[w/m 2 K] Q: Transfer Amount [W] T: Temperature [ C] t: Thickness of plate [m] U: Over-all heat transfer coefficient[w/m 2 K] λ: Thermal conductivity[w/m K] Subscript C: Low temperature side H: High temperature side * *1 *2 *3 *4 原稿受付 212 年 1 月 22 日正員, 東京電力 ( 株 )( 神奈川県東横浜市鶴見区江ヶ崎町 4-1) 東京電力 ( 株 ) 三菱重工業 ( 株 )( 兵庫県高砂市荒井町新浜 2-1-1) 正員, 三菱重工業 ( 株 ) *5 ( 株 ) 高岳製作所 ( 栃木県小山市大字中久喜 144 番地 ) umezawa.s@tepco.co.jp 196

Pressuried water 7 Cin / 13 C out source water 55 C in / 5 C out Coolant 32 C in /4 C out Dimension L3.2m * W2.4m * H2.5m Weight at operation 65kg Inverter 145 5.MPa.

2 424 m: Logarithmic mean P: Plate heat exchanger 3 1 ヒートポンプ概要 3. 高温ヒートポンプ Table 1 pump specification Item Specification Output of the heat pump 627kW Power supply (5 / 6Hz free) Main : 4V*3φ Sub : 2V*3φ Consumption power 29kW COP 3. Pressuried water 7 Cin / 13 C out source water 55 C in / 5 C out Coolant 32 C in /4 C out Dimension L3.2m * W2.4m * H2.5m Weight at operation 65kg Inverter MPa.abs Motor cooling valve Hot water generator Lubricant Compressor Oil tank Coolant Oil cooler Intercooler Hot gas bypass valve Evaporator Pressurized water Expansion valve source water Fig. 1 The heat pump system Intercooler Oil separator Compressor Terminal box Motor motor Evaporator Hot water generator Operation panel Frame Oil cooler HFC-134a Inlet port HFC-134a Outlet port Fig. 2 Machine structure of the heat pump Fig. 3 Compressor of the heat pump 今回新たに開発した13 C 温熱供給可能な高温ヒートポンプの概念図を図 1に示す. 圧縮機に耐熱性能と耐圧性能を向上させた半密閉型ターボ圧縮器を採用することにより高効率大容量を実現する. 圧縮機翼は二段圧縮式で, 一段目と二段目ともに炭素鋼製である. インバータにより駆動し, 回転数は最大 7Hz まで達する. 作動流体は単一冷媒 HFC134a を用い,7 C,1.2MPa( 圧縮機入口 ) から145 C,5.MPa( 圧縮機出口 ) まで圧縮する. 圧縮機出口においてHFC134a は超臨界流体 ( 臨界温度 C, 臨界圧力 4.6MPa) となる (1). 被加熱流体には構成機器最小化と搬送動力削減等の観点から圧縮水を採用する. 温水生成熱交換器には補強型ブレージ 197

3 425 ングプレート式熱交換器を新規開発し, 出口水温 13 C, 戻り水温は7 C, 最大負荷時の水量は2.48kg/s である. この際の出力は627kW となり, これは約 1kg/h の蒸気熱量に相当する. 低温熱源は工場排熱による55 C, 21.9kg/s の温水を想定しており, この条件での蒸発器における作動流体の蒸発温度は48 C である. 蒸発器を出た HFC134a は圧縮流入前に設置されたインタークーラにおいて温水生成熱交換器を出たHFC134a によって加熱される. ヒートポンプ制御は, 超臨界サイクルに適合するように新規設計し, 容量制御範囲内の安定かつ高効率運転を確保している. 表 1に本ヒートポンプの仕様を示す. 定格条件時のCOPはボイラ等の既存高温熱源機の代替適用を想定し, 一次エネルギー効率や経済性の点でメリットが出ることを考慮してCOP=3.とする. また図 2に示す機器配置は負荷側と取合いする圧縮水 / 熱源水配管を集約, 及びメンテナンス頻度の高い電装品 / 潤滑油系統を作業性の良い場所へ配置を配慮したものである. 図 3に示す圧縮機は空力部と駆動部により構成され, 上下流との機器の接続を考慮した吸込口 / 吐出口配置としている. 3 2 超臨界サイクルの設計温熱出力 13 C を確保するためには圧縮機吐出にて HFC-134a を臨界点以上に昇温昇圧する必要がある. 図 4 に示す HFC-134a の超臨界冷媒物性から, インタークーラ設置により圧縮機吸込ガスを加熱し, 吐出ガスの圧力上昇抑制と高温化を図る. また, 図 5 には各サイクルでの効率及び機器構成, 必要熱源温度の比較を示す. ここでは計画 COP の確保と機器構成数の低減を重視し, 二段圧縮単段膨張インタークーラサイクルを採用する. なお, 物性変化の大きい臨界点近傍を回避するために圧縮機吐出圧力を 5.MPa.abs, 温熱生成熱交換器での HFC-134a と圧縮水の最低温度差を考慮して圧縮機吐出温度を 145 C と設定する. Pressure [MPa] :Intercooler cycle :No intercooler cycle Critical point ing with the intercooler Pressure decline with the intercooler Target temperature (High) source temp. (Low) (Many) Configuration (Few) (High) COP (Low) Cycle Enthalpy [kj/kg] Fig. 4 Effect of the Intercooler Compressor steps Expansion steps Intercooler Fig. 5 Comparison of high temperature heat pump cycles 3 3 圧縮機の新設計温水ターボヒートポンプに採用されている圧縮機を見直し, 超臨界サイクルを用いた本ヒートポンプへの適用を図る. 課題は高温条件化での使用における性能確保, 強度確保, 冷却能力向上であり, 対策及び効果をまとめる. 1 性能確保 ( オープンインペラとケーシング間の冷媒漏洩による圧縮効率低下の抑制 ) 対策 ) 停止時と運転時の大きな温度差による熱膨張を考慮し, インペラ材質をアルミニウムから線膨張係数の小さい炭素鋼に変更するとともに, インペラ先端のクリアランスを最適化. 効果 ) 空力部の漏洩による影響を最小化し, 圧縮機効率は温水ターボヒートポンプと同等以上を確保. 2 性能確保 (2 段インペラ吸込温度上昇による運転効率低下の抑制 ) 198

426 対策 )1 段と 2 段インペラを異径とし, 運転ポイントをそれぞれ高効率点に設定. 効果 ) 圧縮機効率は温水ターボヒートポンプと同等以上を確保. 3 性能確保 ( 冷媒ガス比重上昇による回転部の損失増加抑制 ) 対策 ) ギア等の回転部位の外径を最小化して周速を低下, 及び冷媒ガス流れを整流化して抵抗を抑制.

4 426 対策 )1 段と 2 段インペラを異径とし, 運転ポイントをそれぞれ高効率点に設定. 効果 ) 圧縮機効率は温水ターボヒートポンプと同等以上を確保. 3 性能確保 ( 冷媒ガス比重上昇による回転部の損失増加抑制 ) 対策 ) ギア等の回転部位の外径を最小化して周速を低下, 及び冷媒ガス流れを整流化して抵抗を抑制. 効果 ) 温水ターボヒートポンプと同じ設計をした場合と比較して機械損失を約 2% 低減. 4 強度確保 ( 冷媒ガス比重上昇によるインペラ先端部の変形 ) 対策 ) インペラ材質をアルミニウムから炭素鋼に変更. 効果 ) インペラ先端の変形が温水ターボヒートポンプと同等レベルまで抑制でき, 効率低下を最小化. 5 冷却能力向上 ( 冷媒蒸発温度の上昇による電動機温度上昇 ) 対策 ) 冷却冷媒の供給経路を増設し, 冷媒と電動機コイルの温度差を低減. 効果 ) 定格条件における電動機コイル温度を十分低く維持. 3 4 熱交換器の新設計超臨界サイクルでの大容量温熱出力を確保とするため, 温熱生成熱交換器に大容量かつ高耐圧の補強型ブレージングプレート熱交換器 ( 図 6) を新規採用する. 採用品はヒートポンプ仕様を満足する交換熱量 627kW, 耐熱性能 145 C, 耐圧性能 5.MPa.abs 以上を確保している.HFC-134a 超臨界流体及び新規採用プレート熱交換器の伝熱性能データが無いことから, 温熱生成熱交換器では先行している CO 2 超臨界流体による代替評価 (4) と伝熱及び圧力損失特性を評価した要素試験により熱交換器仕様を選定する. 2 Fig. 6 The heat exchanger Measurement Value of transfer coefficient [W/m2 K] Transfer Coefficient of Plate Exchanger Calculation Value of transfer coefficient [W/m2 K] Fig. 7 transfer coefficient (Calculation Value/Measurement Value) その温熱生成熱交換器について,HFC-134a 超臨界流体と温水 ( 圧縮水 ) の熱交換を実施し, 以下の手順で性能評価を実施する. 1 交換熱量, 高温側 / 低温側の温度差より, 式 (1) を用いて総括伝熱係数を評価 U = Q A Δ T m (1) 2 要素試験結果より低温側熱伝達率を評価 3 総括伝熱係数, 低温側熱伝達率から高温側 ( 超臨界流体 ) 熱伝達率を式 (2) を用いて評価 199

5 t (2) = h U h λ H C P その結果, 図 7に示すように,HFC-134a 超臨界流体の伝熱性能は計算値に対して概ね 2% 以内で一致することを明らかにし, 温熱生成熱交換器の伝熱面積に反映している. なお, インタークーラにも同様の補強型ブレージングプレート熱交換器を新規採用し, 仕様決定に際し, 圧縮機吸込みでの冷媒ガス圧力損失を考慮する. 3 5 超臨界サイクルの制御設計 HFC-134a 超臨界サイクルを容量制御範囲内で安定かつ高効率に制御するため, 圧縮機回転数及び各制御機器の制御を設計する. 圧縮機はインバータ駆動による可変速制御を採用. 各部の温度圧力より算出した冷媒ガス吸込み風量及び所要ヘッドを演算し, 制御基板内に記録された圧縮機特性マップより作動点を満足する回転数を導出. ホットガスバイパス弁は上記で算出する圧縮機作動点より, 冷媒循環ロスが最小となる圧縮機サージング回避開度を演算. 膨張弁は温熱能力見合いの開度演算を実施. なお, 容量制御時の圧縮機循環風量低下によるサージング回避のため, 温熱生成熱交換器出口の制御目標点を容量によって可変として風量確保を実現. 3 6 ヒートポンプ単体性能表 2 にヒートポンプ単体性能の試験条件を, 図 8 にヒートポンプ単体性能の計画値, 並びに計測結果を示す. ヒートポンプ性能の計画値についてはシミュレーションで得られた値であり, 定格で COP=3 とし, 部分負荷では定格 COP よりも低下している. 低下の理由は, 温水生成熱交換器における冷媒流量のデマンドが減少するため, 圧縮機側でも冷媒流量が定格ポイントからずれることにより圧縮機効率が低下するためである. また, 圧縮機側で冷媒流量の低下が進み, サージングが発生すると, それを避けるために, 圧縮機における冷媒流量をサージングが発生しない量まで確保するように制御している. その際, 温水生成熱交換器で使用しきれない冷媒は, 圧縮機出口からホットガスバイパス ( 図 1に示す ) を通り, 再び圧縮機の上流である蒸発器出口に戻すようにしている. このことも部分負荷での COP 低下に関連している. 性能試験の結果, 仕様点の 13 C,627kW 温熱出力時に COP=3. を確認し, 計画値を実機運転において満足する. また, 本ヒートポンプの容量制御範囲 (25~627kW) の全領域で計画性能を達成している. 容量制御時は温熱生成熱交換器を通過する圧縮水の温度を一定とし, 流量を制御することで温熱出力を調整する. Table 2 Conditions of performance test Item Test value Output of the heat pump 25 ~ 627 kw Pressured Temp. 7 Cin / 13 Cout water Flow rate 1. ~ 2.5 kg/s source Temp. 55 Cin water Flow rate 21.9 kg/s COP [-] Plan measurement Output of the capacity heat pump [kw] [kw] Fig. 8 pump performance 4. 変圧器製造工場での運用 2

6 工場の乾燥システム概要変圧器は絶縁性を確保するために製造段階で十分に乾燥させる必要があり, 製品は 1 C 以上で一定時間乾燥される. 乾燥時の温熱供給を従来のボイラから高温ヒートポンプを熱源とする乾燥システムに変更した変圧器製造工場について報告する. Factory Annealing furnace Drying furnaces Steam Drain tank 2t/h Boilers Thermal Pump storage tank recovery Pressurized air recovery 13 water Exchanger Fig. 9 Drying system before heat pump installation Annealing furnace Drying furnaces Fig. 1 Drying system after heat pump installation ヒートポンプ導入前後の乾燥システム概念図を図 9, 図 1 に示す (2)(3). ヒートポンプ導入により, 乾燥炉の昇温はヒートポンプが出力する 13 C 圧縮水と外気を熱交換させた高温温風により行われ, 蒸気を使用せずに乾燥システムが運用可能となる. ボイラ熱源時は乾燥炉を通過した排温風と焼鈍炉の排ガスは外気に放出されていたが, ヒートポンプ導入後は熱交換器にて排熱回収を実施し, 回収熱量はヒートポンプの低温熱源として利用する. 焼鈍炉は高温ヒートポンプ停止中に稼動することから, 焼鈍炉排熱を利用するために蓄熱槽を設置する. 4 2 乾燥システム導入後のヒートポンプ運転高温ヒートポンプの運転データを図 11 に示す. 高温ヒートポンプは夜間にスケジュール運用され, 昼間 ( 図 11 の 1:2~17:3) には稼動要求は無い. 図 11 より, 高温ヒートポンプは乾燥システムでの実運用においても乾燥炉要求負荷に対応し, 常時 13 C の温熱供給が可能であることが確認できる. また, 高温ヒートポンプの COP についても計画値を満足している. Temperature[ ] Output of the heat pump Hot pressurized water outlet temp. COP*1 2 source source Hot pressurized water inlet temp. outlet temp. inlet temp. : 2: 4: 6: 8: 1: 12: 14: 16: 18: 2: 22: : Fig. 11 Operating data of the heat pump Output of the heat pump[kw], COP[-] 21

7 考察 5 1 ヒートポンプ導入による乾燥システムの省エネルギー,CO 2 削減効果ヒートポンプ導入による乾燥システムの省エネルギー,CO 2 削減効果として, 図 12 にボイラシステムと比較した場合の一次エネルギー消費量,CO 2 排出量を示す. なお, 本図は乾燥炉の加熱量が定格負荷となり, ヒートポンプ周辺の補機動力を含む場合の一次エネルギー消費量及び CO 2 排出量を示している. また, ヒートポンプの熱源が排熱回収量で不足する場合には蒸気の追加熱を行っているが, 本評価はヒートポンプ熱源が排熱回収で全量賄われている場合のものである. ヒートポンプシステムでは一次エネルギー量 27% 低減,CO 2 排出量で 44% 低減となり, ボイラシステムと比較してヒートポンプの有効性が定量的に確認できる. Normalized Primary Primary Energy Energy Consumption(-) Boiler system 27% down HP system Normalized Normalized CO2 CO2 emission emisson (-) Boiler system 44% down HP system <Calculation condition> Boiler efficiency:8% Generation efficiency of grid power system :36.9% CO 2 emission factor (grid power) :.374 t-co 2 /kwh CO 2 emission factor (boiler fuel) :2.19kg-CO 2 /Nm 3 (City gas) (a) Primary Energy Consumption (b) CO 2 emission Fig. 12 pump system performance compared with Boiler system 5 2 ヒートポンプ導入による乾燥システムの省エネルギー,CO 2 削減効果図 13 にヒートポンプ 9% 能力時のシステムバランスを示す. ヒートポンプ, 乾燥炉等各機器から排出される熱量及び放熱量は基本的に機器への作動流体 ( ヒートポンプの場合は温水, 乾燥炉の場合は加熱空気 ) の出入口温度差と流量の計測値から算出したものである. 電力値も計測値を用いる. システムは焼鈍炉と乾燥炉からの排熱回収により低温熱源を確保し, 外部熱源の供給無しで運用可能なことを確認できる. recovery Q248 Thermal storage tank Q186 Pump Q57 Drying furnace Q523 recovery Electrical input 193 :Quantity of heat[kw] :Electrical input[kw] Q25 Q22 Drying furnaces Pipe dissipation Q275 Fig. 13 System heat balance in the case of 9% output of the heat pump capacity 22

8 43 6. 結語単一冷媒 HFC-134a の超臨界サイクルとターボ圧縮機を採用した高温大容量の高効率電気式ヒートポンプを開発し, 計画性能を達成して安定運転可能なことを確認した. また, 変圧器製造工場の乾燥工程にボイラ代替で運用している結果について評価を実施し, ボイラによる乾燥システムと比較して約 27% の省エネルギー効果と約 44% の CO 2 削減効果を確認した. 高効率電気式ヒートポンプの適用範囲を拡大し, 更に効率の良いシステムを目指して開発を継続していく. 文献 (1) 佐藤春樹, Thermodynamic Properties of Pure and Blended Hydrofluorocarbon Refrigerants (1998), p.33, 日本冷凍空学会. (2) 福島亮, 上田憲治, 梅沢修一, 海老沼保文, 甘利治雄, 島田寛之, 松久高士, 高温高圧水を供給するヒートポンプの乾燥工程への適用, 第 16 回動力エネルギー技術シンポジウム講演論文集 (211), pp (3) Umezawa, S., Amari, H., Shimada, H., Matsuhisa, T., Fukushima, R., and Ueda, K., Application Study of Newly Developed Turbo Pump for 13 Degrees Celsius Water for an Industrial Process, Proceedings of the ASME 211 Power Conference, POWER (4) Dang, C. and Hihara, E., In-tube cooling heat transfer of supercritical carbon dioxide, part 1: experimental measurement, International Journal of Refrigeration, Vol. 27 (24), pp

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