「下水管路における下水熱利用技術の開発」(680KB)

下水管路における下水熱利用技術の開発
正会員
○三毛正仁（総合設備コンサルタント）
Masahito MIKE
正会員
澤部
孝一（総合設備コンサルタント）
Koichi SAWABE
キーワード：下水熱利用，未処理下水，熱交換器，エネルギー利用
1 はじめに
東日本大震災以降，原発議論が進む中，太陽光や地
中熱などの再生可能エネルギーの積極的な利用が掲げ
られている．中でも，太陽光発電は，FIT 制度の支援
などもあり，導入が進んでいる．ここで，図-1 に示す
我が国の最終エネルギー消費量を見てみる．内訳とし
暖房
３４％
運輸 23%
給湯
冷房
厨房
化石燃料
92%
ガス
業務 1９％
動力
電気
暖房
部門の 55%を占めており，その多くが化石燃料で賄わ
産業
44%
れているということがわかる．身近な生活環境に視点
55％
給湯
灯油
化石燃料
86%
冷房
厨房
を置くと，お風呂に入るためにお湯を沸かす．このお
湯を沸かすために使用する電気またはガスのエネルギ
電気
図-1 日本の部門別年間最終エネルギー消費量(2010)※1
300
ような，身近な下水からの熱も再生可能エネルギーの
250
本報告では，NEDO（独立行政法人新エネルギ－・
産業開発機構）から委託を請けて開発を行った下水熱
利用・熱融通システムの技術開発の成果の一部である
下水熱交換器と下水熱利用システムの実環境試験結果
熱通過率(W/m2K)
で下水として使い捨てられるということである．この
ある．
都市
ガス
LPG
動力
ーの源は化石燃料である．さらに勿体ない点は，せっ
一つとして活用することも普及していくことが重要で
石炭
家庭 14%
ては，給湯・暖房用の消費量が業務部門の 34%，家庭
かく沸かしたお湯もほとんどの場合は，排水などの形
石油
洗浄回数
0回
1回
200
2回
150
100
50
0
0
20
40
60
80
100
経過時間(h)
について報告を行う．
図-2 給湯システム概要図
2 開発した熱交換器の比較
本研究開発では，流下液膜式熱交換器，樹脂金属複
った．流下液膜式熱交換器では，熱通過率が 400～
合管熱交換器，二重管式熱交換器について未処理下水
1,000[W/m2K]となり，試験を行った熱交換器の中で，
を用いた実環境下での試験を実施した．表-1 に各方式
最も高い熱交換性能が得られた．熱交換器では表面を
における熱通過率と試験条件，特徴を示す．樹脂金属
流れる流体の流速が大きいほど高い性能を示すが，流
複合管熱交換器は，熱交換水槽内に樹脂金属複合管熱
下液膜式は二重管式に比べ，下水流量が少なくても
交換コイルを設置し，取水した下水を熱交換水槽に導
ある程度の流速を確保することができる．
入することで熱交を行った．熱通過率は 120 ～
180[W/m2K]となり，図-2 に示す様に，運転開始数時間
3 管路外熱交換システムの性能試験
後と長時間経過後で性能低下が殆どなく，散水洗浄に
3.1 実験設備概要
より性能回復効果が見込める結果が得られた．二重管
図-3 に実環境試験設備の全景写真を示す．実環境試
熱交換器では，内管に下水を通し外管に熱源水を通し
験では図-4 の様に，熱需要施設や排熱施設を想定した
て熱交換を行った．熱通過率は 300～700[W/m2K]とな
実環境試験設備を構築し，下水管路内を流れる未処理
表-1 管路外設置型熱交換器の比較
熱交換器方式
樹脂金属複合管熱交換器
流下液膜式熱交換器
二重管式熱交換器
120～180
※汚れ付後着の実測値の例
400～1000
※汚れ付後着の実測値の例
300～700
※汚れ付後着の実測値の例
伝熱面積:47.2 m2(外径基準)
熱源水温度入/出= 約 11/14℃
熱源水流量約 100L/min
下水温度入/出= 約 19/15℃
下水水流量約 100 L/min
熱交換コイル表面が樹脂であるた
め，汚れの付着による性能低下を起
こしにくく，散水洗浄による性能回
復効果が見込める．
伝熱面積:0.87 m2(外径基準)
熱源水温度入/出= 約 4/9℃
熱源水流量約 28L/min
下水温度入/出= 約 25/10℃
下水水流量約 15 L/min
熱交換器表面を下水が薄膜状
に流れることで，汚れの付着に
よる性能低下を防ぐ．
伝熱面積:3.72 m2(外管内径基準)
熱源水温度入/出= 約 6/18℃
熱源水流量約 25L/min
下水温度入/出= 約 28/23℃
下水水流量約 80 L/min
配管時の接続が容易であり，分解
して清掃も可能であるのでメン
テナンス性に優れる．SUS 製であ
り，耐食性にも強い．
外観写真
外観
熱通過率
(W/m2K)
試験条件
特徴
コイル
ホテル1系
データセンター系
データセンタ系
熱負荷
給湯利⽤
ヒート
65℃給湯
ポンプ
冷房
⽔冷式
空調機
熱交換器
採熱
図-3 実環境試験設備全景写真
給湯利⽤
ヒート
65℃給湯
ポンプ
熱交換器
熱交換器
下⽔管路
ホテル2系
排熱
採熱
図-4 実環境試験設備概要図
表-2 実環境試験設備各系統の熱源機器仕様及び熱交換器
単位
ホテル 1 系
ホテル 2 系
能力
kW
39
30
温水出口温度
℃
60
温水入口温度
℃
項目
単位
データセンタ系
能力
kW
41.5
65
室内乾球温度
℃
27
15
9
室内湿球温度
℃
19
L/min
12.4
8.3
L/min
-
熱源水出口温度
℃
10
-
冷却水出口温度
℃
40
熱源水入口温度
℃
15
15.0
冷却水入口温度
℃
35
L/min
85.1
-
L/min
163.3
-
3.98
4.01
-
3.39
kW
9.8
-
kW
12.25
運転モード
-
給湯
給湯
運転モード
-
冷房
熱交換器
-
樹脂金属複合管
流下液膜式
熱交換器
-
樹脂金属複合管
伝熱面積
m2
47.2(外径基準)
10.26(外径基準)
伝熱面積
m2
47.2(外径基準)
温水流量
熱源水流量
定格 COP
定格消費電力
項目
冷水流量
冷却水流量
定格 COP
定格消費電力
下水を熱交換槽に取水して熱交換することにより下
ﾋｰﾄﾎﾟﾝﾌﾟ給湯器加熱能力[kW]
ﾋｰﾄﾎﾟﾝﾌﾟ給湯器消費電力[kW]
水熱利用を行う．実環境試験では，熱需要施設での
合計消費電力[kW]
熱交換器交換熱量[kW]
熱量,消費電力(kW)
採熱利用を想定した熱利用系統をホテル系，排熱施
設での排熱処理を想定した熱利用系統をデータセン
タ系とし，下水管路上流側からホテル 1 系，データ
センタ系，ホテル 2 系の順に構築した．
ホテル系では，管路内を流れる下水を管路途中の
マンホール内のスクリーンにてゴミを取り除いた後
に下水取水ポンプによって取水し，熱交換槽で熱源
45
40
35
30
25
20
15
10
5
0
12:00
300
250
200
150
100
50
0
13:00
14:00
15:00
16:00
時刻(h)
水と熱交換する．これにより，熱源水を介して下水
を給湯用ヒートポンプの熱源として利用し給湯する．
図-5(a)熱量，消費電力と熱通過率
ヒートポンプでは供給される補給水を 65[℃]まで加
熱し給湯を行った．ホテル系ではホテルの給湯負荷
COP=0.0418θ
COP = 0.0418θw+ 3.3136
w+3.3136
COP（‐）
COP[-]
ヒートポンプCOP[‐]
効率（COP,システムCOP）
6
55 44 33 22 11 00 6 0 0
5 10 5
15 20 25 30 10 下水入口温度（℃）
15 20 25 30
下水入口温度[℃]
35 35
システムCOP[‐]
6
5
4
3
2
1
0
12:00 13:00 14:00 15:00 16:00
時刻(h)
図-5 (b) COP と SCOP
図-6 ホテル 1 系統に用いたヒートポンプ COP と
下水温度の関係
表-3 各系統の試験条件と結果
季節
上水温度
下水入口温度
下水出口温度
出湯温度
下水取水流量
温水(上水)流量
[℃]
[℃]
[℃]
[℃]
[L/min]
[L/min]
25.2
62.1
99.5
20.0
32.9
-
98.9
-
ホテル 2 系
26.4
65.2
111.6
9.0
ホテル 1 系
23.3
63.0
100.2
15.7
30.8
-
97.1
-
ホテル 2 系
21.8
63.6
308.4
8.7
ホテル 1 系
12.1
63.5
100.0
9.8
14.8
-
100.5
-
9.0
64.8
312.8
9.2
系統
ホテル 1 系
夏期
中間期
冬期
25
データセンタ系
30
20
データセンタ系
25
10
データセンタ系
15
ホテル 2 系
表-4 各季節各系統の COP と SCOP
COP
季節
SCOP
ホテル 1 系
データセンタ系
ホテル 2 系
ホテル 1 系
データセンタ系
ホテル 2 系
夏期
4.64
3.13
4.50
3.77
2.47
3.34
中間期
4.58
3.37
4.60
3.73
2.67
3.10
冬期
4.10
6.21
4.17
3.32
3.70
3.11
熱通過率(W/m2K)
熱交換器熱通過率[W/m2K]
を想定した実験を行うために，給湯した温水を貯湯
4 まとめ
槽に貯湯した後，冷却塔で冷却することで仮想的に
管路外設置型熱交換器の性能を比較し，それぞれ
給湯負荷を与えた．データセンタ系ではホテル系と
の特徴について述べた．また，実環境を想定した試
同様の方法で下水を熱交換槽に取水し，冷却水と熱
験設備を構築し未処理下水を用いた下水熱利用シス
交換する．下水が冷却水と熱交換することによって
テムの性能把握試験を行った結果，給湯の場合，ヒ
冷却水の温度を下げ，水冷式空調機の冷房熱源とし
ートポンプの COP は 4.1～4.6 となった．システム効
て利用し，サーバ室内を冷房する．実環境試験では
率の上昇を目指し，今後，さらなる熱交換器性能の
データセンタの年間冷房を想定し，データセンタの
向上と洗浄対策技術の確立を行う必要がある．
熱負荷を想定してヒーターで仮想サーバ室内に熱負
荷を与え水冷式空調機にて連続冷房運転を行った．
実環境試験では下水とヒートポンプに流入する上
【あとがき】
本成果は，独立行政法人新エネルギー・産業技術
水の温度調節を行い，季節性を考慮した試験を実施
総合開発機構(NEDO)の委託業務の結果得られたも
した．なお，ホテル 1 系，データセンタ系では，樹
のです．
脂金属複合管熱交換器を，ホテル 2 系では流下液膜
式熱交換器を使用して採熱，排熱を行っている．表
-2 に各系統の熱源機器，熱交換器の仕様を示す．熱
交換器のついては，ホテル 1 系では，汚れ対策とし
て樹脂金属複合管式熱交換器とし，データセンタ系
では，
そのコンパクト化をした熱交換器を採用した．
ホテル 2 系では，汚れ対策と熱交換性能の向上の
ため流下液膜式熱交換器とした．
3.2 試験条件と結果
実環境試験では，各季節を想定し下記の表-3 の様
に下水温度・流量と上水温度・流量を設定した．熱
交換後の下水出口温度は表-3 に示す温度となった．
また，ホテル 1 系の冬期の結果として，図-5(a)に
熱交換器の熱通過率，交換熱量，ヒートポンプでの
加熱量，消費電力及び，下水取水ポンプ，ラインポ
ンプ等の補機類を含めたホテル系統における合計の
消費電力を示す．図-5(b)にはホテル 1 系のヒートポ
ンプ COP 及びシステム COP を示す．熱通過率は時
間と共に汚れが付着し，低下していることが分かる．
しかし，交換熱量等は安定しており，熱交換器の性
能低下が起きても採熱ができていることが分かる．
なお，低下した熱交換性能は散水洗浄により回復
することを確認している．また，図-6 に下水入口温
度とヒートポンプ COP の関係を示す．これを見ると，
下水温度が上がると COP は上昇し，ホテル 1 系で用
いたヒートポンプにおいては，下水入口温度が 1[℃]
上昇すると，COP が 0.0418 上昇することが分かる．
ホテル 1 系，データセンタ系，ホテル 2 系の各季節
における COP，SCOP は表-4 に示す結果となった．
【参考文献】
※1 EDMC/エネルギー・経済統計要覧(2012 年版),
財団法人省エネルギーセンター

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