JP5062380B2 - 排熱回収システム及びエネルギ供給システム - Google Patents

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Description

本発明は、排熱回収システム、エネルギ供給システム及び排熱回収方法に関する。
また、本発明は、２０１０年２月１９日に日本国に出願された特願２０１０−０３４７７６号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
周知のように、コージェネレーションシステムや火力発電所等の発電システムあるいはボイラ等の水蒸気発生装置等々、種々のシステムにおいて、燃焼排ガスの熱を回収（排熱回収）することにより設備のエネルギ効率を向上させることが行われている。下記特許文献１には、排熱回収ボイラを用いたコージェネレーション設備（システム）の一例が開示され、下記特許文献２には、複圧式の縦型自然循環排熱回収ボイラの一例が開示され、下記特許文献３には、排熱回収ボイラを組み合せたコンバインドサイクル発電プラントの一例が開示され、また下記特許文献４には、複圧式の排熱回収ボイラの一例が開示されている。
コージェネレーションシステムは、発電時に発生した排熱を利用して冷暖房や給湯等に利用する熱エネルギを取り出すエネルギ供給システムとして知られている。このようなコージェネレーションシステムでは、特許文献１に記載されているように、排熱回収ボイラを用いた水蒸気生成による排熱回収が一般的に行われている。
また、特許文献５には、異なる沸点の第１、第２の作動流体を用いて、２００℃程度の比較的低温の熱源から廃熱（排熱）を回収する廃熱回収装置が開示されている。この廃熱回収装置は、第１の作動流体として水を用い、また第２の作動流体として水よりも沸点が低いフロンあるいは代替フロン、より具体的にはクロロフルオロカーボン、ハイドロクロロフルオロカーボン、ハイドロフルオロカーボン、アンモニア、アンモニア水などを用いるものであり、比較的低温の熱源からより多くの熱を回収して発電効率を向上させるものである。
特開２００３−０２１３０２号公報 特開２０００−３４６３０３号公報 特開２００２−０２１５８３号公報 日本国特許第２７５３１６９号公報 特開２００８−２６７３４１号公報
しかしながら、上述した水から水蒸気を生成することによる従来の排熱回収方法は、排ガス（排熱）が有しているエネルギから回収できる有効エネルギの回収効率が必ずしも十分ではなく、有効エネルギ回収効率のさらなる向上が期待されている。特に、水の蒸発温度を大幅に上回るような比較的高温の排熱、例えば３００℃を超えるような高温排熱からの排熱回収においては、水を気化させるときの蒸発温度に限界があるので、従来の排熱回収方法は有効エネルギの回収効率が十分ではなく、多くの有効エネルギの損失を余儀なくされているのが現状である。なお、上記有効エネルギ（available energy）は、エクセルギー（exergy）とも呼ばれる熱力学的な概念であり、ある系から力学的な仕事として取り出せるエネルギとして一般に知られている。本願発明における有効エネルギは、排ガスが有する総エネルギのうち力学的な仕事（電気等の動力）として回収できるエネルギ（仕事量）を意味する。
また、水（第１の作動流体）と当該水よりも沸点が低い第２の作動流体とを用いる従来の排熱回収方法は、２００℃程度の比較的低温の熱源からの熱回収を念頭に置いたものであり、第２の作動流体を気化させて得られる蒸気の温度は、第１の作動流体を気化させて得られる蒸気の温度よりさらに低いため、比較的高温の排熱からの有効エネルギの回収は殆ど不可能である。
本発明は、水を気化させて有効エネルギを取得する排熱回収方法、また水と当該水よりも沸点が低い液体とを気化させて有効エネルギを取得する排熱回収方法よりも有効エネルギの回収効率を向上させることを目的とする。
また、本発明は、効率、また省エネ率やＣＯ２削減率が従来よりも高いエネルギ供給システムを提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、本発明では、排熱回収システムに係る解決手段として、排熱が伝導する熱伝導路と、水よりも蒸発温度が高い高沸点熱媒を熱伝導路を伝導する排熱と熱交換させることにより高沸点熱媒蒸気を発生させる高沸点熱媒蒸気発生器とを具備する、という手段を採用する。
本発明によれば、水を気化させて水蒸気を生成することに代え、あるいは水を気化させて水蒸気を生成することに加えて、水よりも蒸発温度が高い（水よりも蒸気圧が低い）高沸点熱媒を蒸発させて高沸点熱媒蒸気を生成するので、水を蒸発させて水蒸気を生成する従来の排熱回収方法よりも有効エネルギの回収効率を向上させることが可能である。
本発明の第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1の機能構成を示すシステム構成図である。 本発明の第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1の排熱回収部Ｋ1における各熱媒の熱交換状態を交換熱量（横軸）と温度（縦軸）との関係で示す特性図である。 本発明の第２実施形態に係るエネルギ供給システムＰ2の機能構成を示すシステム構成図である。 本発明の第２実施形態に係るエネルギ供給システムＰ2の排熱回収部Ｋ2における各熱媒の熱交換状態を交換熱量（横軸）と温度（縦軸）との関係で示す特性図である。 本発明の第２実施形態において、高沸点熱媒Ｒ1としてエチレングリコールを採用した場合及びジエチレングリコールを採用した場合における省エネ率を示す特性図である。 本発明の第２実施形態において、高沸点熱媒Ｒ1としてエチレングリコールを採用した場合及びジエチレングリコールを採用した場合におけるＣＯ２削減率を示す特性図である。 本発明の第３実施形態に係るエネルギ供給システムＰ3の機能構成を示すシステム構成図である。 本発明の第３実施形態に係るエネルギ供給システムＰ3の排熱回収部Ｋ3における各熱媒の熱交換状態を交換熱量（横軸）と温度（縦軸）との関係で示す特性図である。
以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
〔第１実施形態〕
最初に、本発明の第１実施形態について図１及び図２を参照して説明する。
本第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1は、図１に示すように、排ガス管１、高沸点熱媒蒸気発生器２、水蒸気発生器３、高沸点熱媒予熱器４、水予熱器５、高沸点熱媒蒸気過熱器６、水蒸気過熱器７、高沸点熱媒供給ポンプ８、給水ポンプ９、高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１、復液タンク１２、水蒸気タービン発電機１３、水蒸気凝縮器１４、復水タンク１５及び冷却水供給装置１６によって構成されている。なお、この図１において、符合Ｇは高温排ガス、Ｒ1は高沸点熱媒、Ｒ2は高沸点熱媒蒸気、Ｒ3は水、またＲ4は水蒸気を示している。
これら各構成要素のうち、排ガス管１、高沸点熱媒蒸気発生器２、水蒸気発生器３、高沸点熱媒予熱器４、水予熱器５、高沸点熱媒蒸気過熱器６及び水蒸気過熱器７は、高温排ガスＧから排熱を回収する排熱回収部Ｋ1を構成している。なお、この排熱回収部Ｋ1は、本願発明に係る排熱回収システムに相当する。
また、上記各構成要素のうち、高沸点熱媒供給ポンプ８、給水ポンプ９、高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１、復液タンク１２、水蒸気タービン発電機１３、水蒸気凝縮器１４、復水タンク１５及び冷却水供給装置１６は、電力発生部Ｗを構成している。この電力発生部Ｗは、排熱回収部Ｋ1に液体熱媒である高沸点熱媒Ｒ1及び水Ｒ3を供給すると共に、これら液体熱媒が上記排熱によって気化した高沸点熱媒蒸気Ｒ2及び水蒸気Ｒ4を排熱回収部Ｋ1から回収し、この高沸点熱媒蒸気Ｒ2及び水蒸気Ｒ4を作動流体として電力（動力）を発生する動力発生部である。上記排熱回収部Ｋ1及び電力発生部Ｗ（動力発生部）から構成されるエネルギ供給システムＰ1は、排熱回収部Ｋ1で高温排ガスＧから排熱を回収して発生させた高沸点熱媒蒸気Ｒ2及び水蒸気Ｒ4によって動力の一形態である電力を発生する電力発生システムである。
このようなエネルギ供給システムＰ1において、排ガス管１は、外部から供給される高温排ガスＧが流通する熱伝導路である。この高温排ガスＧは、例えば燃焼器から排出された高温の排ガス（つまり排熱を帯びた気体）であり、水Ｒ3を気化させるために必要な温度を大幅に上回る温度、例えば３００℃以上の温度を有する。このような高温排ガスＧは、図１に示すように排ガス管１の左側（上流側）から右側（下流側）に流通している。
高沸点熱媒蒸気発生器２は、図１に示すように上記排ガス管１の途中部位に設けられており、高沸点熱媒Ｒ1を上記高温排ガスＧと熱交換させることにより高圧の高沸点熱媒蒸気Ｒ2を発生させる装置である。また、水蒸気発生器３は、図１に示すように上記排ガス管１において高沸点熱媒蒸気発生器２の下流側に設けられており、水Ｒ3を上記高温排ガスＧと熱交換させることにより高圧の水蒸気Ｒ4を発生させる装置（ボイラ）である。
ここで、上記高沸点熱媒Ｒ1は、水Ｒ3よりも蒸発温度が高く（つまり蒸気圧が水Ｒ3よりも低く）、かつ、高温排ガスＧとの熱交換において化学的に安定な化合物の液体であり、例えばエチレングリコール（分子式：Ｃ２Ｈ６Ｏ２）、ジエチレングリコール（分子式：Ｃ２Ｈ１０Ｏ３）、プロピレングリコール（Ｃ３Ｈ８Ｏ２）、トリエチレングリコール（分子式：Ｃ６Ｈ１４Ｏ４）、プロピレンカーボネイト（分子式：Ｃ４Ｈ５Ｏ３）、プロピレンエチレングリコール（分子式：Ｃ３Ｈ８Ｏ２）あるいはホルムアミド（分子式：ＣＨ３ＮＯ）、等である。
高沸点熱媒予熱器４は、図１に示すように、上記排ガス管１において高沸点熱媒蒸気発生器２と水蒸気発生器３との間に設けられている。この高沸点熱媒予熱器４は、高沸点熱媒供給ポンプ８から供給された高沸点熱媒Ｒ1を高温排ガスＧと熱交換させることにより、例えば沸騰する直前の温度まで予熱する一種の熱交換器であり、予熱した高沸点熱媒Ｒ1を高沸点熱媒蒸気発生器２に排出する。
水予熱器５は、図１に示すように、上記排ガス管１において水蒸気発生器３の下流側に設けられている。この水予熱器５は、給水ポンプ９から供給された水Ｒ3を高温排ガスＧと熱交換させることにより、例えば沸騰する直前の温度まで予熱する一種の熱交換器であり、予熱した水Ｒ3を水蒸気発生器３及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１に排出する。
高沸点熱媒蒸気過熱器６は、図１に示すように、上記排ガス管１において高沸点熱媒蒸気発生器２の上流側に設けられている。この高沸点熱媒蒸気過熱器６は、高沸点熱媒蒸気発生器２から供給された高沸点熱媒蒸気Ｒ2を高温排ガスＧと熱交換させることにより過熱する一種の熱交換器であり、過熱した高沸点熱媒蒸気Ｒ2を高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０に排出する。
水蒸気過熱器７は、図１に示すように、上記排ガス管１において高沸点熱媒蒸気過熱器６の上流側に設けられている。この水蒸気過熱器７は、水蒸気発生器３及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１から供給された水蒸気Ｒ4を高温排ガスＧと熱交換させることにより過熱する一種の熱交換器であり、過熱した水蒸気Ｒ4を水蒸気タービン発電機１３に排出する。
高沸点熱媒供給ポンプ８は、復液タンク１２から高沸点熱媒Ｒ1を汲み出して高沸点熱媒予熱器４に供給するポンプである。給水ポンプ９は、復水タンク１５から水Ｒ3を汲み出して水予熱器５に供給するポンプである。高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０は、高沸点熱媒蒸気過熱器６を介して高沸点熱媒蒸気発生器２から供給される高圧の高沸点熱媒蒸気Ｒ2を用いてタービンを回転させることにより、当該タービンに軸結合する発電機を駆動して発電するタービン発電機である。
高沸点熱媒蒸気凝縮器１１は、高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０のタービンから排出された動力回収後の高沸点熱媒蒸気Ｒ2を水予熱器５から供給された水Ｒ3と熱交換させることにより、高沸点熱媒蒸気Ｒ2を凝縮（液化）させて高沸点熱媒Ｒ1に復元すると共に、水Ｒ3を気化させて高圧の水蒸気Ｒ4とする一種の熱交換器である。この高沸点熱媒蒸気凝縮器１１は、復元した高沸点熱媒Ｒ1を復液タンク１２に排出する一方、高沸点熱媒蒸気Ｒ2との熱交換によって生成された水蒸気Ｒ4を水蒸気過熱器７に排出する。
復液タンク１２は、上記高沸点熱媒蒸気凝縮器１１から供給された高沸点熱媒Ｒ1を一時的に貯留する貯留槽である。水蒸気タービン発電機１３は、水蒸気過熱器７を介して水蒸気発生器３及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１から供給された高圧の水蒸気Ｒ4を用いてタービンを回転させることにより、当該タービンに軸結合する発電機を駆動して発電するタービン発電機である。
水蒸気凝縮器１４は、上記水蒸気タービン発電機１３のタービンから排出された動力回収後の水蒸気Ｒ4を冷却水供給装置１６から供給された冷却水と熱交換させることにより凝縮（液化）させて水Ｒ3に復元する一種の熱交換器である。このような水蒸気凝縮器１４は、復元した水Ｒ3を復水タンク１５に排出する。復水タンク１５は、上記水蒸気凝縮器１４から供給された水Ｒ3を一時的に貯留する貯留槽である。また、冷却水供給装置１６は、水蒸気凝縮器１４に上記冷却水を循環供給する装置である。
次に、このような第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1の動作について、図２の特性図をも参照して詳しく説明する。
本エネルギ供給システムＰ1では、図１に示すように排ガス管１の上流側から下流側方向、つまり排ガス管１の軸線方向に高温排ガスＧと熱交換を行う複数の熱交換器が配列している。すなわち、各熱交換器のうち、水蒸気過熱器７は排ガス管１の最上流に位置し、当該水蒸気過熱器７の下流側に高沸点熱媒蒸気過熱器６→高沸点熱媒蒸気発生器２→高沸点熱媒予熱器４→水蒸気発生器３→水予熱器５の順で配置している。したがって、これら熱交換器が配置された排ガス管１の領域（熱交換領域）を流通する高温排ガスＧは、熱交換領域を上流側から下流側に通過することによって各熱交換器で熱量を奪われるので、熱交換領域の上流側ほど高い（下流側ほど温度が低い）温度となる。
高沸点熱媒蒸気発生器２及び水蒸気発生器３に着目すると、高沸点熱媒蒸気発生器２は水蒸気発生器３よりも熱交換領域の上流側に位置しているので、高沸点熱媒蒸気発生器２における高沸点熱媒Ｒ1は、水蒸気発生器３における水Ｒ3よりも高温の高温排ガスＧと熱交換することになる。
図２は、上記熱交換領域における各熱媒（つまり高温排ガスＧ、高沸点熱媒Ｒ1、高沸点熱媒蒸気Ｒ2、水Ｒ3及び水蒸気Ｒ4）の熱交換状態を交換熱量（横軸）と温度（縦軸）との関係で示す特性図である。この図２において、実線で示す線Ｌｇは高温排ガスＧの状態変化を示し、一点鎖線で示す折れ線Ｌｓは水Ｒ3あるいは水蒸気Ｒ4の状態変化を示し、また点線で示す折れ線Ｌｋは高沸点熱媒Ｒ1あるいは高沸点熱媒蒸気Ｒ2の状態変化を示している。
この図２に示すように、高温排ガスＧは、各熱交換器で熱量を奪われるので、交換熱量と温度との関係が線Ｌｇで示すようにほぼ比例関係となる。つまり、この特性図において、交換熱量点Ａ1は熱交換領域の最下流点に相当し、また交換熱量点Ｃ3は熱交換領域の最上流点に相当する。そして、各熱交換器は、熱交換特性上において、交換熱量点Ａ1（最下流点）〜交換熱量点Ｃ3（最上流点）の間に位置し、高温排ガスＧを熱源として熱交換を行う。
水Ｒ3及び水蒸気Ｒ4と高温排ガスＧとの間の熱交換、つまり水予熱器５、水蒸気発生器３及び水蒸気過熱器７における熱交換について見ると、水Ｒ3は水予熱器５で予熱された後に水蒸気発生器３と高沸点熱媒蒸気凝縮器１１とに分配供給される。一部の水Ｒ3は水蒸気発生器３における高温排ガスＧとの熱交換によって水蒸気Ｒ4となり、また残りの水Ｒ3は、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１における高沸点熱媒蒸気Ｒ2との熱交換によって水蒸気Ｒ4となる。
折れ線Ｌｓにおける交換熱量点Ａ1〜Ａ2の領域は、水予熱器５による水Ｒ3の沸点直前の温度までの昇温（加圧）に相当し、同じく折れ線Ｌｓにおける交換熱量点Ａ2〜Ｂ1の領域は、水蒸気発生器３による一部の水Ｒ3の気化（水蒸気Ｒ4化）に相当する。また、折れ線Ｌｓにおける交換熱量点Ｂ1〜Ｄの領域は、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１による残りの水Ｒ3の気化（水蒸気Ｒ4化）に相当する。すなわち、水予熱器５によって沸点よりも僅かだけ手前の温度まで予熱された水Ｒ3は、交換熱量点Ａ2〜Ｄに亘る交換熱量によって水蒸気Ｒ4となる。
そして、水蒸気発生器３から排出された水蒸気Ｒ4及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１から排出された水蒸気Ｒ4は、合流して水蒸気過熱器７に供給される。すなわち、水蒸気発生器３及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１で発生した水蒸気Ｒ4は、水蒸気過熱器７における高温排ガスＧとの熱交換によって、沸点よりも過熱された水蒸気Ｒ4（過熱水蒸気）となる。折れ線Ｌｓにおける交換熱量点Ｃ2〜Ｃ3の領域は、水蒸気過熱器７による水蒸気Ｒ4の過熱領域である。なお、水蒸気Ｒ4の過熱開始点に相当する交換熱量点Ｃ2の温度は、図示するように水蒸気Ｒ4の交換熱量点Ｄ（気化終了点）の温度と等しくなる。
一方、高沸点熱媒Ｒ1及び高沸点熱媒蒸気Ｒ2と高温排ガスＧとの間の熱交換、つまり高沸点熱媒予熱器４、高沸点熱媒蒸気発生器２及び高沸点熱媒蒸気過熱器６における熱交換について見ると、高沸点熱媒Ｒ1は、高沸点熱媒予熱器４における高温排ガスＧとの熱交換によって沸点よりも僅かだけ手前の温度まで予熱され、その後に高沸点熱媒蒸気発生器２に供給されて高沸点熱媒蒸気Ｒ2となる。折れ線Ｌｋにおける交換熱量点Ｂ1〜Ｂ2の領域は、高沸点熱媒予熱器４による高沸点熱媒Ｒ1の沸点直前の温度までの昇温（加圧）に相当し、同じく折れ線Ｌｋにおける交換熱量点Ｂ2〜Ｃ1の領域は、高沸点熱媒蒸気発生器２による高沸点熱媒Ｒ1の気化（高沸点熱媒蒸気Ｒ2化）に相当する。
そして、高沸点熱媒蒸気発生器２から排出された高沸点熱媒蒸気Ｒ2は、高沸点熱媒蒸気過熱器６における高温排ガスＧとの熱交換によって沸点よりも過熱された高沸点熱媒蒸気Ｒ2（過熱高沸点熱媒蒸気）となる。折れ線Ｌｋにおける交換熱量点Ｃ1〜Ｃ2の領域は、高沸点熱媒蒸気過熱器６による高沸点熱媒蒸気Ｒ2の過熱領域である。
ここで、高沸点熱媒供給ポンプ８によって高沸点熱媒予熱器４に供給される高沸点熱媒Ｒ1は、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１において、高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０から排出された高沸点熱媒蒸気Ｒ2が水予熱器５から排出された水Ｒ3と熱交換することにより液化したものである。この高沸点熱媒蒸気凝縮器１１における熱交換は、折れ線Ｌｋにおける交換熱量点Ｄ〜Ｂ1の領域に相当する。
この折れ線Ｌｋにおける交換熱量点Ｄ〜Ｂ1の領域では、熱交換による熱が初期的に顕熱として高沸点熱媒蒸気Ｒ2に作用することにより高沸点熱媒蒸気Ｒ2の温度が徐々に低下し、その後、熱が潜熱として高沸点熱媒蒸気Ｒ2に作用することにより温度が一定値を保ちつつ一定量の高沸点熱媒蒸気Ｒ2が凝縮する。このような高沸点熱媒蒸気Ｒ2の状態変化は、高沸点熱媒Ｒ1がエチレングリコール（分子式：Ｃ２Ｈ６Ｏ２）の場合に関するものであり、高沸点熱媒Ｒ1の種類によって異なる。
すなわち、本エネルギ供給システムＰ1の排熱回収部Ｋ1では、交換熱量点Ａ1に相当する状態Ｙｓの水Ｒ3は、水予熱器５及び水蒸気発生器３における比較的低い温度の高温排ガスＧとの熱交換及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１における高沸点熱媒蒸気Ｒ2（高沸点熱媒蒸気）との熱交換及び水蒸気過熱器７における比較的高い温度の高温排ガスＧとの熱交換により、折れ線Ｌｓの交換熱量点Ｃ3に相当する温度まで過熱された状態Ｘｓの水蒸気Ｒ4となる。そして、当該状態Ｘｓの水蒸気Ｒ4は、動力源として水蒸気タービン発電機１３に供給されてエネルギ放出した後、冷却されて凝縮、復水し、交換熱量点Ａ1に相当する状態Ｙｓの水Ｒ3に戻る。
また、本排熱回収部Ｋ1では、交換熱量点Ｄに相当する状態Ｙｋの高沸点熱媒Ｒ1は、高沸点熱媒予熱器４、高沸点熱媒蒸気発生器２及び高沸点熱媒蒸気過熱器６における比較的高い温度の高温排ガスＧとの熱交換により、折れ線Ｌｋの交換熱量点Ｃ2に相当する温度まで過熱された状態Ｘｋの高沸点熱媒蒸気Ｒ2となる。そして、当該状態Ｘｋの高沸点熱媒蒸気Ｒ2は、動力源として高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０に供給されてエネルギ放出することにより、交換熱量点Ｄに相当する状態ＹLの高沸点熱媒Ｒ1に戻る。
このような排熱回収部Ｋ1によれば、高温排ガスＧとの熱交換によって水Ｒ3を気化させて水蒸気Ｒ4とする排熱回収に加え、高温排ガスＧとの熱交換によって水Ｒ3よりも蒸発温度が高い（水Ｒ3よりも蒸気圧が低い）高沸点熱媒Ｒ1を気化させて高沸点熱媒蒸気Ｒ2とする排熱回収を行うので、有効エネルギ回収効率を従来の排熱回収方法よりも向上させることが可能である。
すなわち、高沸点熱媒Ｒ1の適用により状態Ｘｋ（気相）と状態ＹL（気相または気液混相）とのエンタルピー差で動力を取り出すランキンサイクルを構成することができるが、水Ｒ3よりも沸点が低い低沸点熱媒（従来のフロンあるいは代替フロン）においては、当該高温域は臨界点を超えており、ランキンサイクルによる動力の取り出しはできない。すなわち、排熱回収部Ｋ1によれば、高沸点熱媒Ｒ1を用いることにより、低沸点熱媒では不可能である高温域での有効エネルギの取り出しを効率よく行うことができる。
また、この排熱回収部Ｋ1によれば、高沸点熱媒蒸気過熱器６を用いて高沸点熱媒蒸気Ｒ2を過熱させると共に、水蒸気過熱器７を用いて水蒸気Ｒ4を過熱するので、熱回収効率を従来の排熱回収方法よりもさらに向上させることができる。
〔第２実施形態〕
次に、本発明の第２実施形態について図３及び図４を参照して説明する。
なお、図３では、図１に示した第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1の構成要素と同一の構成要素には同一符合を付している。
第２実施形態に係るエネルギ供給システムＰ2は、排熱回収部Ｋ2と電力発生・蒸気出力部Ｗ2とから構成されており、図３に示すように、上述した第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1から水蒸気過熱器７、水蒸気タービン発電機１３、水蒸気凝縮器１４、復水タンク１５及び冷却水供給装置１６を削除した構成を有する。すなわち、本エネルギ供給システムＰ2では、水蒸気発生器３から排出された水蒸気Ｒ4及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１から排出された水蒸気Ｒ4は合流して外部の水蒸気負荷に供給され、また当該水蒸気負荷から回収した復水を給水ポンプ９に入力する。
このような本エネルギ供給システムＰ2では、排熱回収部Ｋ2は、図３に示すように、水蒸気過熱器７を除く、排ガス管１、高沸点熱媒蒸気発生器２、水蒸気発生器３、高沸点熱媒予熱器４、水予熱器５及び高沸点熱媒蒸気過熱器６から構成される。また、電力発生・蒸気出力部Ｗ2は、高沸点熱媒供給ポンプ８、給水ポンプ９、高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１及び復液タンク１２から構成されている。
このような排熱回収部Ｋ2の熱交換領域における各熱媒（高温排ガスＧ、高沸点熱媒Ｒ1、高沸点熱媒蒸気Ｒ2、水Ｒ3及び水蒸気Ｒ4）の熱交換状態は図４に示すものとなる。すなわち、水Ｒ3及び水蒸気Ｒ4と高温排ガスＧとの間の熱交換、つまり水予熱器５及び水蒸気発生器３における熱交換について見ると、交換熱量点Ａａに相当する状態Ｙｓ1の水Ｒ3は、折れ線Ｌｓ1に示すように、水予熱器５における比較的低い温度の高温排ガスＧとの熱交換により、沸点よりも僅かだけ手前の温度である交換熱量点Ａbまで予熱され、さらに水蒸気発生器３における高温排ガスＧとの熱交換及び高沸点熱媒蒸気凝縮器１１における高沸点熱媒蒸気Ｒ2（高沸点熱媒蒸気）との熱交換により交換熱量点Ｄａに相当する状態Ｘｓ1の水蒸気Ｒ4となる。そして、この状態Ｘｓ1の水蒸気Ｒ4は、外部熱負荷に熱源として供給され、当該外部熱負荷でエネルギ放出することにより、交換熱量点Ａａに相当する状態Ｙｓ1の水Ｒ3に戻る。
一方、交換熱量点Ｂ１に相当する状態Ｙｋ1の高沸点熱媒Ｒ1は、高沸点熱媒予熱器４及び高沸点熱媒蒸気発生器２における比較的高い温度の高温排ガスＧとの熱交換により、折れ線Ｌｋ1の交換熱量点Ｃ1に相当する状態の高沸点熱媒蒸気Ｒ2となり、当該高沸点熱媒蒸気Ｒ2は、高沸点熱媒蒸気過熱器６における高温排ガスＧとの熱交換によって沸点よりも過熱された状態Ｘｋ1の高沸点熱媒蒸気Ｒ2（過熱高沸点熱媒蒸気）となる。そして、状態Ｘｋ1の高沸点熱媒蒸気Ｒ2（過熱高沸点熱媒蒸気）は、駆動動力として高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０に供給されてエネルギ放出することにより、交換熱量点Ｄａに相当する状態ＹL1の高沸点熱媒Ｒ1に戻る。
すなわち、本エネルギ供給システムＰ2は、外部に電気エネルギを外部に供給するとともに水蒸気による熱エネルギを外部に供給するコージェネレーションシステムである。このような本エネルギ供給システムＰ2の排熱回収部Ｋ2によれば、上述した第１実施形態に係るエネルギ供給システムＰ1の排熱回収部Ｋ1と同様に、高温排ガスＧとの熱交換によって水Ｒ3から水蒸気Ｒ4を生成する排熱回収に加え、高温排ガスＧとの熱交換によって水Ｒ3よりも蒸発温度が高い（水Ｒ3よりも蒸気圧が低い）高沸点熱媒Ｒ1から高沸点熱媒蒸気Ｒ2を生成する排熱回収を行うので、有効エネルギ回収効率を従来の排熱回収方法よりも向上させることが可能である。
ここで、高沸点熱媒Ｒ1としてエチレングリコール（分子式：Ｃ２Ｈ６Ｏ２）を採用した場合及びジエチレングリコール（分子式：Ｃ２Ｈ１０Ｏ３）を採用した場合における総合効率について試算すると、エチレングリコールの場合は８１．２６％（＝３０．５６％（発電効率）＋５０．７０％（排熱回収効率））となり、ジエチレングリコールの場合は８０．６６％（＝３３．１５％（発電効率）＋４７．５６％（排熱回収効率））となる。
すなわち、エチレングリコールを用いた場合は、ジエチレングリコールを用いた場合よりも若干高い総合効率となるが、発電効率についてはジエチレングリコールを用いた場合の方がエチレングリコールを用いた場合よりも高い。このような発電効率の違いは、両熱媒の気液の圧力差に起因するものである。同一の温度条件下において、例えば両熱媒の気体圧力が１．５ＭＰａの場合、エチレングリコールの液体圧力は０．１０９ＭＰａであるのに対してジエチレングリコールの液体圧力は０．０２７ＭＰａである。つまり、ジエチレングリコールの方がエチレングリコールよりも液体圧力が低いので、ジエチレングリコールの方がエチレングリコールよりも気液圧力差が大きくなる。この気液圧力差の違いが発電効率の原因である。
また、高沸点熱媒Ｒ1としてエチレングリコールを使用した場合及びジエチレングリコールを使用した場合における省エネ率を図５に示す。この図５は、低発熱量（ＬＨＶ)基準の発電端熱効率ηＥを横軸、排熱回収効率ηＨを縦軸とする特性図上に、エチレングリコールを使用した場合の省エネ効率ηＳ１及びジエチレングリコールを使用した場合における省エネ効率ηＳ２を示したものである。この図５に示すように、省エネ効率ηＳ１は２３．５％であるのに対して、省エネ効率ηＳ2は２５．１％であり、ジエチレングリコールを使用した場合の方がエチレングリコールを使用した場合よりも若干高い値となる。
さらに、高沸点熱媒Ｒ1としてエチレングリコールを使用した場合及びジエチレングリコールを使用した場合におけるＣＯ２削減率を図６に示す。この図６は、低発熱量（ＬＨＶ)基準の発電端熱効率ηＥを横軸、排熱回収効率ηＨを縦軸とする特性図上に、エチレングリコールを使用した場合のＣＯ２削減率Ｓ１及びジエチレングリコールを使用した場合におけるＣＯ２削減率Ｓ２を示したものである。この図６に示すように、ＣＯ２削減率Ｓ１は３８．４％であるのに対して、ＣＯ２削減率Ｓ２は４０．４％であり、上述した省エネ率と同様にジエチレングリコールを使用した場合の方がエチレングリコールを使用した場合よりも若干高い値となる。
本エネルギ供給システムＰ2は、外部に電気エネルギを外部に供給するとともに水蒸気による熱エネルギを外部に供給するコージェネレーションシステムであり、第１実施形態のエネルギ供給システムＰ1のように排ガスから排熱回収して得られた有効エネルギ（available energy）を電気エネルギのみに変換し電力として外部に供給するエネルギ供給装置、あるいは周知の排熱回収ボイラーのように熱エネルギのみに変換し水蒸気として外部に供給するエネルギ供給装置とは異なる。これらエネルギ供給装置では、有効エネルギ（available energy）を電気エネルギあるいは熱エネルギという単独のエネルギに変換するので、本エネルギ供給システムＰ2のように高い省エネ率及びＣＯ２削減率を達成することはできない。
〔第３実施形態〕
次に、本発明の第３実施形態について図７及び図８を参照して説明する。なお、図７では、図３に示した第２実施形態に係るエネルギ供給システムＰ2の構成要素と同一の構成要素には同一符合を付している。
図７に示すように、第３実施形態に係るエネルギ供給システムＰ3は、上記第２実施形態に係るエネルギ供給システムＰ2において、水蒸気発生器３をフラッシュタンク１７に置き換えたことを主な特徴とする。また、このエネルギ供給システムＰ3は、上記フラッシュタンク１７に付随する構成要素として、加圧ポンプ１８をさらに備えている。
すなわち、本エネルギ供給システムＰ2における排熱回収部Ｋ3は、排ガス管１、高沸点熱媒蒸気発生器２、高沸点熱媒予熱器４、水予熱器５及び高沸点熱媒蒸気過熱器６及びフラッシュタンク１７から構成される。また、電力発生・蒸気出力部Ｗ3は、高沸点熱媒供給ポンプ８、給水ポンプ９、高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１、復液タンク１２及び加圧ポンプ１８から構成されている。
フラッシュタンク１７は、水予熱器５から供給された水（高温高圧水）をフラッシュ現象によって水蒸気化させるフラッシュ式水蒸気発生器である。このフラッシュタンク１７は、水予熱器５から供給された水（高温高圧水）がフラッシュ現象によって気化するように内部圧力が調整された一種の容器であり、水蒸気Ｒ4（フラッシュ蒸気）と飽和水Ｒ5とを生成する。なお、フラッシュ現象は、高温高圧水を低圧雰囲気の空間に放出して圧力開放すると、高温高圧水の一部が飽和水蒸気として気化する現象として知られている。
加圧ポンプ１８は、外部熱負荷から回収された水を加圧するポンプである。当該加圧ポンプ１８から吐出された水は、給水ポンプ９と高沸点熱媒蒸気凝縮器１１とに分配供給される。また、フラッシュタンク１７で生成された水蒸気Ｒ4は外部熱負荷に供給され、また同じくフラッシュタンク１７で生成された飽和水Ｒ5は、例えば図示するように加圧ポンプ１８から吐出された水の給水ポンプ９と高沸点熱媒蒸気凝縮器１１との分岐点ｊに供給されることにより、給水ポンプ９と高沸点熱媒蒸気凝縮器１１とに分配供給される。
すなわち、このような本エネルギ供給システムＰ3は、水Ｒ3と高温排ガスＧとの熱交換によって得られる熱の作用によって水蒸気Ｒ4を発生させる第２実施形態の水蒸気発生器３に代えて、圧力（減圧）の作用によって水蒸気Ｒ4を発生するフラッシュタンク１７を備える。
なお、外部熱負荷から回収された水の圧力は、フラッシュタンク１７から出力される飽和水Ｒ5の圧力よりも低いので、仮に加圧ポンプ１８を設けない場合には、高沸点熱媒蒸気凝縮器１１に十分な圧力で水を供給することが困難となり、外部への水蒸気Ｒ4の供給効率が低下する。したがって、加圧ポンプ１８は、本第３実施形態の必須構成要素ではないが、設けることがより好ましい。
図８は、このような本エネルギ供給システムＰ3の排熱回収部Ｋ3における各熱媒（高温排ガスＧ、高沸点熱媒Ｒ1、高沸点熱媒蒸気Ｒ2、水Ｒ3及び水蒸気Ｒ4）の熱交換状態を示す。図８の折れ線Ｌｓ2に示すように、交換熱量点Ａａ〜Ｂ1に亘る領域、つまり第２実施形態の交換熱量点Ａａ〜Ａｂに亘る領域よりも広い領域で水Ｒ3を予熱することができる。
このような交換熱量点Ａａ〜Ｂ1に亘る領域での水Ｒ3と高温排ガスＧとの熱交換は、第２実施形態の熱交換状態を示す図４と比較すると分かるように、より多くの有効エネルギを高温排ガスＧから取得することができる。したがって、本第３実施形態によれば、より多くの量の水Ｒ3を予熱することができるので、第２実施形態よりも多くの量の水蒸気Ｒ4を発生させることが可能である。また、本第３実施形態によれば、水蒸気発生器３に代えてフラッシュタンク１７を用いるので、システムのコストダウンを図ることが可能である。
なお、本発明は上記各実施形態に限定されるものではなく、例えば以下のような変形例が考えられる。
（１）上記各実施形態では、蒸気圧が異なる２種類の液体、つまり水Ｒ3に加え、当該水Ｒ3よりも蒸気圧が低い高沸点熱媒Ｒ1を用いて高温排ガスＧの排熱を熱回収するが、これに代えて、高沸点熱媒Ｒ1のみを用いて、あるいは蒸気圧が異なる３種類以上の液体を用いて高温排ガスＧの排熱を熱回収するようにしても良い。
例えば、高沸点熱媒Ｒ1のみを用いて高温排ガスＧの排熱を熱回収する場合、高温排ガスＧの温度にも依るが、水Ｒ3を用いる場合よりも小さい温度差での熱交換が可能となるので、従来の水Ｒ3のみを用いる場合よりも有効エネルギ回収効率を向上させることができる。また、高沸点熱媒Ｒ1及び水Ｒ3に加え、水Ｒ3よりも沸点が低い低沸点熱媒を組み合わせて高温排ガスＧの排熱を熱回収するようにしても良い。
（２）上記第１、第２実施形態では、高沸点熱媒予熱器４及び水予熱器５を構成要素とするが、熱回収効率が低下するものの、必要に応じて高沸点熱媒予熱器４及び水予熱器５を省略しても良い。
（３）上記各実施形態は、高温排ガスＧの排熱を熱回収する場合に関するものであるが、熱回収の対象となる熱源（排熱）は、高温排ガスＧ（気体）に限定されない。例えば、３００℃を超えるような高温の液体あるいは固体であっても良い。したがって、本発明における熱伝導路も、高温排ガスＧ（気体）が流通する排ガス管１に限定されない。
（４）上記各実施形態は、動力の一形態である電力を発生するために高沸点熱媒蒸気タービン発電機１０、水蒸気タービン発電機１３を構成要素としているが、これらの替わりに被駆動機として圧縮機、送風機、ポンプ、プロペラ等と接続することで、種々の形態の動力を取り出すようにしてもよい。
（５）上記第３実施形態は、第２実施形態における水蒸気発生器３をフラッシュタンク１７に置き換えたものであるが、第１実施形態における水蒸気発生器３をフラッシュタンク１７に置き換えることも考えられる。
（６）上記第３実施形態では、１台のフラッシュタンク１７を設けたが、複数のフラッシュタンク１７を並列に設け、水予熱器５から出力された水Ｒ3を複数のフラッシュタンク１７で並行して水蒸気化しても良い。
本発明によれば、水を気化させて有効エネルギを取得する排熱回収方法、また水と当該水よりも沸点が低い液体とを気化させて有効エネルギを取得する排熱回収方法よりも有効エネルギの回収効率が高い排熱回収システム及び排熱回収方法を提供することができる。
また、本発明によれば、上述したように排熱回収における有効エネルギの回収効率が高いので、従来よりもエネルギ効率が高いエネルギ供給システムを提供することができる。
１…排ガス管（熱伝導路）、２…高沸点熱媒蒸気発生器、３…水蒸気発生器、４…高沸点熱媒予熱器、５…水予熱器、６…高沸点熱媒蒸気過熱器、７…水蒸気過熱器、８…高沸点熱媒供給ポンプ、９…給水ポンプ、１０…高沸点熱媒蒸気タービン発電機、１１…高沸点熱媒蒸気凝縮器（熱交換器）、１２…復液タンク、１３…水蒸気タービン発電機、１４…水蒸気凝縮器、１５…復水タンク、１６…冷却水供給装置、１７…フラッシュタンク、１８…加圧ポンプ、Ｇ…高温排ガス、Ｒ1…高沸点熱媒、Ｒ2…高沸点熱媒蒸気、Ｒ3…水、Ｒ4…水蒸気、Ｐ1〜Ｐ3…エネルギ供給システム、Ｋ1〜Ｋ3…排熱回収部（排熱回収システム）、Ｗ1…電力発生部、Ｗ2，Ｗ3…電力発生・蒸気出力部

Claims (6)

  1. 排熱が伝導する熱伝導路と、
    水よりも蒸発温度が高い高沸点熱媒を熱伝導路を伝導する排熱と熱交換させることにより高沸点熱媒蒸気を発生させる高沸点熱媒蒸気発生器と、
    水を予熱する水予熱器と、
    熱伝導路において高沸点熱媒蒸気発生器の下流側に設けられ、水予熱器で予熱された水をフラッシュ現象によって水蒸気化させるフラッシュ式水蒸気発生器と、
    高沸点熱媒蒸気を水と熱交換させることにより凝縮させて高沸点熱媒に復元すると共に水を気化させて水蒸気とする高沸点熱媒蒸気凝縮器と、
    水予熱器と高沸点熱媒蒸気凝縮器とに分配供給される水を加圧する加圧ポンプと
    を備えると共に、
    熱伝導路において高沸点熱媒蒸気発生器の上流側に、排熱との熱交換により高沸点熱媒蒸気を過熱する高沸点熱媒蒸気過熱器あるいは排熱との熱交換により水蒸気を過熱する水蒸気過熱器の何れか一方あるいは両方を備え、
    フラッシュ式水蒸気発生器で生成された飽和水を水予熱器に分配供給される水と高沸点熱媒蒸気凝縮器に分配供給される水との分岐点に供給する
    排熱回収システム。
  2. 高沸点熱媒を予熱する高沸点熱媒予熱器をさらに備える請求項１記載の排熱回収システム。
  3. 熱伝導路は、排熱を帯びた排ガスが流通する排ガス管である請求項１または２記載の排熱回収システム。
  4. 高沸点熱媒は、エチレングリコール、ジエチレングリコール、プロピレングリコール、プロピレンエチレングリコールあるいはホルムアミドである請求項１〜３のいずれか一項に記載の排熱回収システム。
  5. 請求項１〜４のいずれか一項に記載の排熱回収システムと、
    該排熱回収システムに高沸点熱媒あるいは／及び水を供給すると共に、高沸点熱媒蒸気あるいは／及び水蒸気を排熱回収システムから回収し、高沸点熱媒蒸気あるいは／及び水蒸気を作動流体として動力を発生する動力発生部と
    を具備するエネルギ供給システム。
  6. 動力発生部は、動力の発生に供された後の高沸点熱媒蒸気と水とを熱交換して高沸点熱媒蒸気を凝縮液化すると共に水蒸気を発生させる熱交換器を備える請求項５記載のエネルギ供給システム。
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