JPH0468448B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、ガラス溶解炉から排出される排気の
大部分を回収するガラス溶解炉の廃熱回収方法に
関する。

〔従来技術と問題点〕

ガラス製造は概していえば、溶解プロセスで消
費されるエネルギーが総エネルギーの約65〜70％
であるような高温エネルギー集中作業である。ガ
ラスあるいは油が燃やされるガラス溶解炉は総入
力エネルギーの30％あるいはそれ以上が煙突を通
して排出される。

ガラス溶解のために用いられる燃料燃焼炉は回
収式、再生式あるいは直接燃焼式のいずれかであ
る。回収式は小形の特別なガラス溶解炉であり、
再生式は大形炉であり、この炉において再生器は
れんが積みの形を取り、バーナーが燃料を燃焼用
空気と一緒に炉の中に供給する領域への途中にお
いて燃焼用空気が透過され、煙突への途中におい
て炉からの排気が通過される。その排気ガスはそ
の熱を再生器あるいは“チエツカー”にそれを通
過する際にれんが積みの形で伝達する。逆転サイ
クルにおいて、大気温度のきれいな空気である燃
焼用空気は再生器の反対側を通過され、れんがか
ら熱を奪い、このようにして空気を、燃料が炉の
中で燃焼しガラスを溶解するために導入される場
所にポートを通して入る前に予熱する。

高い効率の再生式の炉は、約2300〓の温度に予
熱された燃焼用空気を有している。ソーダ−石灰
−シリカ ガラスである容器ガラスを溶解するた
めに用いる最近のすべてのガラス溶解炉は再生式
であり、一日当たり180〜400トンのガラスを溶解
する生産容量を有している。前述したように最近
の再生式の炉において使用され再循環される熱エ
ネルギーは、蓄熱装置として作用する再生器を通
して排気および燃焼用空気が交互に通過される。

１日当たり183トンのガラスを溶解する代表的
な炉は、溶解ガラス１トン当たりにおいて溶解器
に、燃料で4MN BTUの熱量および予熱された
空気で2.2MM BTUの熱量を供給する必要があ
る。エネルギー出力は溶解ガラスにおける2MM
BTU／トン、溶解器の放射損失における0.8MM
BTU／トン、および排気ポートから出る3.4MM
BTU／トンである。溶解器排気における3.4MM
BTU／トンのうち、65％あるいは2.2MM
BTU／トンが再生器の蓄熱によつて予熱された
空気として溶解器に再循環される。0.2MM
BTU／トンは再生器壁損失としての損失であり、
1MM BTU／トンは燃焼生成物と共に煙突に行
く。低効率の炉は大きな煙突損失を有し、従つて
多量の燃料を必要とする。廃熱回収計画は煙突に
行く約1MM BTU／トンの熱量に向けられる。
エネルギー入力に対して廃熱流を利用する周知の
方式は、バツチ式予熱、廃熱ボイラー、および有
機ランキンサイクル熱回収装置である。バツチ式
予熱は多量の廃熱を溶解器に戻し、溶解器の燃料
を減少する。別の２つの方式は工場用あるいは発
電用の蒸気のような別の有用な用途に発熱を使用
することに向けられている。

再生式の炉からの再生器廃熱は最大で約900〓
の温度を有している。煙突の差支えない最低温度
は約450〓であり、もし排気ガス温度がこの温度
より低いと、凝縮および腐食の問題を生ずるの
で、熱回収装置は再生器の排気の熱量を約半分集
めることができる。この集められた熱量がランキ
ンサイクルを介して動力を発生する場合、この熱
量の20％が仕事に転換され、残りの80％が低質の
熱として大気に捨てられる。良好に設計された上
述のガラス溶解炉へのランキンサイクルの追加
は、溶解ガラス１トン当たり約29KWHの出力を
生ずる。選ばれた作動流体が蒸気であるか有機成
分であるかにせよ、ランキンサイクルにおいて集
められた熱量の約80％は、残りの20％を有用な仕
事に転換するために捨てられねばならない。

再生器が廃熱を動力に変換する別の試みは外燃
形のブレイトンサイクルを使用することにある。
ランキンサイクルとブレイトンサイクルとの間の
大きな相違は、ブレイトンサイクルが捨てられる
熱流の凝縮のないガス状作動流体を使用すること
にある。

典型的な横ポート形炉を概略的に示している第
１図を参照して、典型的な再生式の炉および炉の
種々の部分において存在する熱容量について検討
する。図中の矢印は空気およびガスの流れ方向を
示し、空気が約200〓で上側左側ポートに入り、
同時に燃料がこのポートに導入されるとして考え
ると、予熱された燃焼用空気の入口温度は2200〓
であり、これは溶解ガラス１トン当たり2.5MM
BTUの熱容量を有し、燃料は4.5MM BTU／ト
ンの熱容量を有している。従つて総入熱量は溶解
ガラス１トン当たり7MM BTUである。この点
から熱量は溶解ガラス１トン当たりにおいて標準
化されているとする。

炉における炉壁を通る熱損失は約1MM BTU
である。排気に加えて、炉から出るガラスは約
2MM BTUの熱量を運び出し、従つて溶解器か
ら燃焼排気として排出される4MM BTUの熱量
が出てくる。この熱量は（第１図における右側
の）再生器の上端の温度を約2600〓に上げる。高
温排気ガスは右側再生器を下向きに通過し、900°
〜1000〓の範囲の温度で約1.5MM BTUの熱容
量で下側ダクトに入る。この排気ガスはダクトか
ら出て、550°〜850〓の範囲の温度で煙突に入る。
燃焼用空気は左側再生器の下端に供給され、大気
はエンタルピーの基準状態である約60〓の温度で
あるので、熱容量が０で入る。この空気は上向き
に流れる間2200〓に加熱される。なおこのサイク
ル自体は逆転され、燃焼が逆転され、弁の逆転に
より反対側に供給空気が接続され、排気が煙突に
送られる。これは第１図に示されている。

第２図にはこれと同じ横ポート形炉が示されて
いるが、これは補助要素を有しており、即ち燃焼
用空気を予熱するために用いられる再生器にやつ
て来る空気を予熱する装置を有している。従つて
入口空気は第１図で述べた60〓の温度より高く、
750°〜800〓で示されている。これは0.6MM
BTUの熱容量である。この予熱は燃焼用空気の
熱容量を2.6MM BTUに増加するので、左側再
生器の通過後の燃焼用空気の温度はほぼ2300〓に
なる。このために4.4MM BTUの熱容量の燃料
を加えることができる。なおこれは第１図におい
て必要とされるよりも0.1MM BTUだけ少ない。
また溶解器壁を通しての熱損失は1MM BTUで
あり、炉から出るガラスは約22MM BTUの熱容
量を運び出し、第１図において既に述べたように
4MM BTUの熱容量の熱が捨てられる。しかし
750°〜800〓の空気が再生器の下端に導入される
ので、再生器の下側部分は沢山の熱を蓄え、750°
〜800〓の空気でない場合よりもかなり大きな温
度になる。従つて右側再生器の底に達する排気の
温度は1250°〜1350〓で2MM BTUの熱容量とな
る。これは熱容量を約0.5MM BTUだけ増加す
るが、再生器の下端が煙突に接続されているの
で、煙突に入る排気は800°〜1200〓になる。なお
先立つ温度および続く温度と熱容量の関係は炉系
統の設計および運転のはつきりした関数である。

第２図に示されたと同じ炉にブレイトンサイク
ル熱回収装置が追加された炉において、かなりの
節約が達成されることが分かる。第３図にはブレ
イトンサイクル熱回収装置と組み合わせて用いら
れる高圧熱交換器が示され、その場合大気が圧縮
機に供給され、この圧縮機はそれに接続されてい
るタービンによつて駆動され、このタービンは熱
交換器からの圧縮空気の膨張で駆動され、タービ
ンから出てくる750°〜800〓の排気は溶解器を運
転するための燃焼用空気を予熱する。またこの場
合、タービンは圧縮機を駆動するだけでなく、あ
る大きさの電力を発生する発電機も駆動できる。

第３図に示したように、図示したブレイトンサ
イクル空気タービンは熱交換器から約1400〓の加
熱された空気を受け入れ、タービン内で行われる
膨張は圧縮機を駆動し、タービンからの750〓以
上の排気は溶解装置に予熱された燃焼用空気とし
て供給される。このサイクルは第２図と比較した
場合、燃焼に必要とされるより多くの予熱された
空気を提供し、煙突への排気の熱容量を減少し、
一方でその温度を450°〜500〓の許容範囲に維持
する。別の温度状態は第２図に示した予熱空気に
よる再生式炉とほぼ同じである。従つてブレイト
ンサイクルで発生される電力は、同様な炉におけ
るランキンサイクルによる発生電力のほぼ２倍に
なる。

ガラス溶解炉の廃熱による電力発生はそれ自体
新しい構想ではなく、1982年２月に開かれた第９
回エネルギー技術会議（9th Energy
Technology Conference）において話題となり、
その会議で挙げられた議題の主題であつた。かか
る議題はその会議の議事録の375〜388ページにジ
エー．ジー．ナト（J.G.Hnat）、ジエー．エス．
パテン（J.S.Patten）およびジエー．シー．カツ
テイング（J.C.Cutting）氏等で記載されている。
この論文には、熱回収媒体が圧縮蒸気である蒸気
ランキンサイクル、作動流体としてトルエンを用
いる有機ランキンサイクル熱回収装置、および第
３の装置として間接的に加熱される正圧ブレイト
ンサイクル熱回収装置を用いる廃熱回収装置につ
いて述べている。本発明はこのブレイトンサイク
ル熱回収装置に向けられ、以下これについて詳細
に説明する。

ナト（Hnat）氏等による議題に加えて、ジエ
ームズ．ジー．ナト（James G.Hnat）、ジエー．
エス．パテン（J.S.Pateen）およびプレイブン．
アール．シエス（Prauen R.Shenth）（全員“ギ
ルバートの産業エネルギー研究部（Industrial
Energy Research Division of Gilert）／ペン
シルバニア州リーデイング（Common Wealth
of Reading、Pa.）”の従業員）達による第２の
議題は、1981年４月26日〜29日にテキサス州ヒユ
ーストンで開かれた会議“工業エネルギ節減技術
会議と展示会（Industrial Energy
ConServation Technology Conference and
Exhibition）”で挙げられた。この議題はガラス
溶解設備から発電するランキンサイクルおよびブ
レイトンサイクルを取り上げている。この場合も
一般的な蒸気ランキンサイクル、有機ランキンサ
イクル、間接的に加熱され加圧されるブレイトン
サイクル、負圧ブレイトンサイクルについて評価
され検討されている。間接的に加熱され加圧され
るブレイトンサイクルは本発明に最も適したもの
である。この議題において述べられた研究は、炉
からのガスが圧縮機から出る圧力が38.7psiで温
度が265〓の圧縮空気に熱を伝達するような正圧
ブレイトンサイクルに関係している。加熱された
空気は圧縮機および発電機の両方を駆動する単段
式タービンにおいて膨張する。タービンからの排
気は予熱された燃焼用空気として再生器に送られ
る。2.5：１のタービン膨張率は、流体接触分解
プロセスにおいて用いられる熱回収タービン膨張
機において設定されているデータに基づいている
正圧ブレイトンサイクルに対し用いられる。ナト
（Hnat）．パテン（Patten）およびシエス
（Sheth）氏によるこの議題に挙げられているガ
レツト．エアリサーチ．マニユフアクチユアリン
グ．カンパニ（Carret Airesearch
Manufacturing Company）による廃熱回収につ
いての研究は3.5：１の膨張率の使用を示唆して
いる。Hnat氏等で仮定されたタービンおよび圧
縮機の効率はそれぞれ85％および87％である。70
％〜92.5％の範囲における熱交換パラメータが考
慮され、サイクル性能についての影響が検討され
ている。この研究の性能およびコストの比較につ
いて著者等によつて得られた結論は、ブレイトン
サイクルが熱交換器の効力が低下すると次第に電
力の発生が少なくなることを示している。著者等
は、別の結論、即ち1980年８月、ローズ＆コロシ
モ（Rose＆Colosimo）発行の文献（（動力エネ
ルギシステム案内書（Power、Energy、
Systems Guide Book）”の42〜43ページの結論
によつて、有効なブレイトンサイクル性能に対す
るタービン入口最低温度1400〓の大きさであると
認めている。従つて著者等は電力変換率が低いこ
とに驚いていない。著者等は70％〜85％の効率の
熱交換器を仮定として挙げて、ブレイトンサイク
ルに対して動力をかなり増加する計算をしてい
る。しかし動力出力はランキンサイクル装置より
も経済的にほとんど注目できるものではない。な
おこれらのすべてのものは、プラントにおいて得
られる実際の状態を表す必要のない要因に基づい
て仮定されていることに注意しなければならな
い。従つて本発明は、著者等が炉廃熱回収におけ
る正圧ブレイトンサイクルの真のポテンシヤルを
認めていないことを課題としている。

1979年に米国化学学会（American Chemical
Society）が発行した別の分は、ミシガン州デイ
アボーン（Michigan州Dearborn）のフオード自
動車会社（Ford Moter Company）のビー．イ
ー．ランピネン（B.E.Lampinen）、アール．ア
ール．ガトウスキイ（R.R.Gutowski）、エー．ト
プージアン（A.Topouzian）およびエム．エー．
プリツク（M.A.PULICK）氏等記載の直接ブレ
イトンサイクルエネルギー回収装置である。この
論文には1400〓の排気ガスが供給され、410〓で
大気に排出される単純なブレイトンサイクルが記
載されている。ブレイトンサイクルは100〓の空
気を圧縮機に取り入れ、圧縮機からの空気は熱交
換器を通過し、熱交換器からタービンに入り、タ
ービンから930〓の予熱された空気が排出される。
この論文にはまた単純なブレイトンサイクルの変
形例であるIBERSサイクルが記載されている。
このIBERSサイクルにおいて、高温排気ガスは
タービンにおいて大気圧から負圧に直接膨張され
る。タービンから出る排気ガスは熱交換器を通さ
れ、そこで200°〜300〓に冷却され、冷却された
ガスはタービンに連結された圧縮機によつて大気
圧に戻される。この研究においてIBERSサイク
ルが廃熱回収に対して単純なブレイトンサイクル
より有利であるとされている。このIBERSサイ
クルあるいは間接プレイトンサイクル回収装置
は、炉自体からの排気ガスがタービンを通過さ
れ、タービンからの排気が熱交換器の一次側を通
されて排気温度が460〓である圧縮機に戻される
ものである。その論文の他の部分も全般的に単純
なブレイトンサイクルに対するIBERSサイクル
の有利さを述べている。しかしIBERSサイクル
は廃熱回収装置の使用に対して２つの大きな欠点
を有している。まず１つは、汚れた炉の排気ガス
がターボ機械に送られるか、あるいは交互に高温
洗浄を行わねばならないことであり、もう１つは
低圧運転がターボ機械および熱交換器を大きな物
理的寸法にしなければならないことである。

〔発明の概要〕

本発明は、ガラス溶解炉からの排出される排気
の大部分を回収するガラス溶解炉の廃熱回収方法
に関し、燃焼生成物の温度が正圧ブレイトンサイ
クルの高性能ガスタービンへの入口空気を1300〓
以上の温度に加熱するために使用され、この装置
の圧縮機を通る空気量が10lbs／secを越え、ター
ビンからの排気が工業プロセスに対する予熱され
た燃焼用空気源として使用されるようなガラス溶
解炉の廃熱回収方法に関する。

〔実施例〕

特に第１図〜第３図を参照して、予熱された燃
焼用空気の利用の発展性、および排気ガスダクト
における単純なブレイトンサイクルエネルギー回
収装置の熱交換器の利用の発展性について、溶解
ガラス１トン当たり数百万BTUの熱量で表され
る種々の流れの熱流あるいは熱量、あるいは良好
な代表的な再生式の炉に存在するＱ値に関して説
明する。

特に第１図には、Ｑ値＝4.5の燃料がポート10
を通して供給される再生式の炉が示されている。
左側再生器１２の上側構造物１１からポート１０
を通して入る燃焼用空気は、Ｑ値＝2.5の熱量お
よび約2200〓の温度である。従つて炉に入る総熱
量はＱ値＝７である。既に述べたように、放射漏
洩および別の予想される実際の熱損失のために炉
壁を通してＱ値＝１が失われる。炉から出される
ガラス例えば容器ガラス生産において成形機にガ
ラス塊として装填されるガラスは、炉からＱ値＝
２の熱量を運び出す。理論的には燃料が燃焼さ
れ、排気が出口ポート１３を通して右側再生器１
５の上側構造物１４に出てくる場合、排気ガスの
形で炉から出る熱量は、約2600〓の温度でＱ値＝
４の熱量である。この排気ガスは右側再生器１５
を通つて下向きに流れ、底から通路あるいはダク
ト１６の中に排出され、これは900°〜1000〓の温
度であり、950〓の場合Ｑ値＝1.5であり、即ちＱ
値＝2.5の熱量が右側再生器１５において伝達さ
れ蓄熱される。排気ガスはダクト１６からダクト
１７を通つて煙突１８に行く。煙突１８における
出口温度は550°〜850〓である。

通路あるいはダクト１９を通して再生式の炉に
供給される入口燃焼用空気は、例えば平均的に入
口温度が60〓で、熱量がＱ値＝０である。この再
生式の炉の運転中において系統を逆転すると、空
気はダクト１６に投入され、排気ガスは左側再生
器１２の下端からダクト１９を通つてダクト１７
にやつてくる。大気は再生器の中でその熱を奪
い、そのため2200〓の温度に上昇する。

第２図には、750°〜800〓に予熱されるＱ値＝
0.6の空気がダクト１９に導入される実施例が示
されている。第１図の実施例と同一部分には同一
符号が付けられている。従つて第２図から、ダク
ト１９の中に750°〜800〓の燃焼用空気を加える
ことによつて、再生器１２がこの燃焼用空気の温
度を約2300〓に高め、この時点で燃焼用空気がＱ
値＝2.6であることが分かる。このため溶解器あ
るいは炉の中に供給する必要なＱ値＝７を得るた
めに、Ｑ値4.4の燃料が加えられる。溶解器から
の損失はＱ値＝１であり、Ｑ値＝４で2600〓の排
気温度が得られる。なお予熱された空気が再生器
１２および１５の下端に導入されるので、これら
の再生器は各サイクルにおいて多量の熱を蓄え、
従つて右側再生器１５からダクト１６に排出する
出口温度は1250°〜1350〓の範囲にあり、1350〓
の場合の熱量はＱ値＝２である。かくしてダクト
１７および煙突１８への排気は800°〜1200〓の範
囲の温度に高められる。従つて予熱された空気の
使用が燃料をＱ値＝0.1だけ下げ、その結果燃料
を節約できる一方で、出口温度および煙突への排
気ガスの温度が大気を燃焼用空気として運転する
対応した炉よりもかなり高いレベルとなることが
分かる。従つてもし800°〜1200〓の範囲にある排
気ガスのエネルギーが動力化され予熱された空気
を供給するために用いられるならば、第１図に関
して説明した実施例に比べて燃料をかなり節約で
きるという利点が得られる。

第３図には煙突に行く損失熱を回収する装置が
設けられた実施例が示され、この場合煙突排出温
度は約450°〜500〓に下がる。なお400°〜450〓よ
り低い煙突排出温度は、望ましくない腐食性酸化
物、および低温において生ずる別の有害な反応生
成物が凝縮して付着するという危険がある。第３
図には熱交換器２０が示されている。この熱交換
器２０はダクト１７にあり、溶解器からの排気ガ
スを全部受ける。熱交換器２０はブレイトンサイ
クルの一部である。なおブレイトンサイクルは２
つの断熱変化および２つの等圧変化を交互に行う
熱力学的サイクルである。これはまた時々“ジユ
ール サイクル”とも呼ばれる。ブレイトンサイ
クルは明らかに、熱交換器を通る排気ガスおよび
排気ガスによつて加熱される空気が互いに直接接
触しないかあるいは一緒に混合しない間接形式で
あり、従つて熱交換器２０は間接熱交換器であ
る。

単純な形のブレイトンサイクルは、第３図に示
したように圧縮機Ｃから成り、この圧縮機Ｃは軸
２１によつてタービンＴに機械的に連結され、タ
ービンＴは電力を発生するための発電機２２を駆
動する出力軸２１を有している。電気出力は図面
において発電機２２から下向きの矢印によつて導
かれる。圧縮機Ｃはフイルタ２３を介して約60〓
の大気を取り入れる入口を有している。この浄化
された空気は、空気を圧縮し同時にその温度を
350〓に上げる圧縮機Ｃに入る。この圧縮空気は
熱交換器２０を通され、そこでその温度を上げる
ために補助的に熱を奪い、約1400〓の温度で約
100psiの圧力で圧縮機Ｃから出る。この加熱され
圧縮された空気はタービンＴの中で膨張してこれ
を駆動し、このタービンＴは圧縮機Ｃおよび発電
機２２を駆動する。タービンＴからの排気は約
750°〜800〓の温度を有し、第３図に示したよう
に左側の再生器に加えられる予熱された燃焼用空
気源となる。

なお炉を逆転すると、入口空気は反対側のダク
ト１６に接続され、バーナーポートおよび排気ポ
ートは逆になる。また熱交換器２０は第２図の実
施例に関して述べたと同様なＱ値を受ける。しか
し再生器から出て熱交換器２０を通過した後の排
気温度は450°〜500〓の温度に下がり、予熱され
た燃焼用空気を生ずる装置を持たず、溶解ガラス
１トン当たり約50KWHの電力を発生できる。な
お第１図〜第３図における３つのすべての実施例
は溶解器当たり183トン１日の産出量である。こ
の装置において必要とされる燃料はＱ値＝4.4を
必要とするだけであるので減少され、発生される
電気エネルギーで取り戻される。またこの装置に
おいて圧縮機Ｃ、熱交換器２０、タービンＴを通
過して予熱された燃焼用空気となる空気は、必要
量を越える。従つてタービンＴからの排出空気の
一部は逃がさねばならず、この空気はきれいであ
るので、ガラス生産設備におけるスペースヒータ
に対して、あるいは750°〜800〓の空気が利用で
きる別の目的に使用できる。

ブレイトンサイクルは、タービン排気を750°〜
800〓で炉の燃焼用空気入口に供給してＱ値＝0.6
の熱量をループに戻すような空気予熱再循環ルー
プの一部となつている。再生器の頂点において予
熱された総空気量は、第１図に示した装置に比べ
てＱ値＝0.1だけ多く溶解器に運び込み、相応し
て溶解器の燃料が節約できる。再生器の底におけ
る750°〜800〓の空気は排気温度を約1350〓に高
め、総排気熱量をＱ値＝1.5からＱ値＝２に高め
る。いまや熱交換器はＱ値＝1.2の熱量を集め、
煙突排気ガスが500〓の温度あるいはＱ値＝0.8で
あるように設計できる（1350〓の排気流におい
て、ブレイトンサイクルは熱交換器の出力を対応
するランキンサイクルの出力のほぼ２倍である約
50KWH／トンを生ずる動力に変換できる）。ブ
レイトンサイクルで捨てられるＱ値＝1.03のう
ち、Ｑ値＝0.6は空気予熱として炉に戻され、Ｑ
値＝0.3は逃がされ、これは好ましくは別の設備
に利用される。Ｑ値＝0.3が逃がされねばならな
い理由は、ガスタービンを通る空気の質量流量が
炉にとつて必要な燃焼用空気量を越えていること
にある。逃がす量は炉の設計、運転状態およびタ
ービン系統と炉系統とのマツチングに左右され
る。この余剰空気はきれいな高温空気であり、ス
ペースヒータあるいは別の加熱目的に利用でき
る。

第３図の実施例において、ブレイトンサイクル
は捨てられる熱を空気の予熱用としてプロセスに
戻すので、同じ数の炉で運転するランキンサイク
ルの出力のほぼ２倍の出力を有している。ランキ
ンサイクルで捨てられる熱をプロセスに戻せない
理由は、ランキンサイクルが普通200〓より低い
熱を捨てることにある。そのような低い温度の熱
を炉に戻すことはできない。なおブレイトンサイ
クルにおいて、空気の予熱用として再生器にＱ値
＝0.6を戻す場合、ただ約Ｑ値＝0.1が溶解器への
燃料を節約し、一方Ｑ値＝0.5が転換サイクルを
通して運転するために高温で炉から戻される。

第３図に示したブレイトンサイクルエネルギー
回収装置のエネルギー流れ図において、次の２つ
のことが分かる。まず第１には750°〜800〓のき
れいな空気が得られ、これが補助熱流としてガラ
スプロセス全体に戻せることである。その空気が
利用できる場合、幾つかの補助設備が作動用にそ
れを必要とできる。第２には動力に転換される
0.17MM BTU／トンが入熱量のコストの約３倍
の値を有していることである。転換された入力エ
ネルギーに３を掛け、溶解器に戻される熱エネル
ギーの値を加えると、熱回収装置に供給される
4MM BTU／トンは、プレイトンサイクルによ
る0.15MM BTU／トンと溶解器に戻される
2.6MM BTU／トンとの和に転換される。従つ
て再生器−ブレイトンサイクル複合設備は効率が
77.8％のエネルギー回収装置として運転される。
第１図の装置について検討すると、ただ熱回収装
置から溶解器に戻される熱量と熱回収装置に供給
される熱量とを比較して決定する場合の再生器の
熱回収率は、（2.5／４）×100あるいは62.5％であ
る。ブレイトンサイクルに供給される熱量の増加
は複合回収装置の効率を高める。従つてブレイト
ンサイクルにおける空気予熱負荷をできるだけ大
きくし、再生器においてできるだけ小さくするこ
とが望まれる。換言すれば、溶解器からのすべて
の廃熱をガスタービンを通すとよい。しかし残念
に、熱交換器およびタービン翼の温度制限はその
ような手柄の実施を妨げている。しかしその温度
を高める熱交換器からの多量の熱出力は、大きな
熱量で高い温度の空気が膨張されるので、タービ
ンの出力を増加し、従つて発電機の出力を増加す
る。

本発明者は、ブレイトンサイクルタービンを高
い効率で運転し、大きな回収率を得るために、タ
ービンが約1450〓の増加された入口温度で運転さ
れることを考え出した。すなわち、本発明の本質
は、通常のガラス溶解炉の操作において、再生器
から外部に排出される熱の回収にある。したがつ
て、正圧ブレイトンサイクルに供給される熱量と
タービンから再生器に戻される熱量とを比較して
もつとも熱回収効率の良い温度を設定しなければ
ならない。たとえば、熱交換器に流入する排出空
気が1400〓以下の場合にはこの正圧ブレイトンサ
イクルを経済的に実現することができない。

そこで、タービン入口温度が1450〓となるよう
に再生器２次側の排出空気の温度を設定するもの
である。このタービン入口温度の増加はバーナー
の使用によつて行われ、そのバーナーの燃焼用空
気は750°〜800〓の温度の予熱された空気の一部
から供給され、このようにして熱交換器２０のす
ぐ手前で排気ダクトに注ぐバーナーＢ（第４図参
照）で行われるこの燃焼加熱の費用およびコスト
を減少する。本発明の一部であるこの補助機能は
第４図に示され、以下詳細に説明する。

特に第４図には前述したように第３図で述べた
と同様に運転する炉が示されている。すべての構
成要素はスペースヒータあるいはトリムバーナー
２４を除いて第３図の装置と同じである。

バーナー２４は右側再生器１５からの排気温度
を高め、それを1350〓から熱交換器２０の入口に
おいて約1600〓まで高める。バーナー２４にはタ
ービンＴから来る750°〜800〓の予熱された空気
の一部が供給される。従つてスペースヒータある
いはトリムバーナー２４にはこのトリムバーナー
２４の運転を一層節約するために予熱された燃焼
用空気が供給される。タービンＴからの排気の残
りは左側再生器１２に供給される。なおこの状態
において逃がす空気の量はバーナー２４の運転に
使用する予熱された空気の量に応じて幾分少なく
なる。熱交換器２０への入口温度を1600〓に高め
ることによつて、圧縮機Ｃからやつて来て熱交換
器２０に入る350〓の空気は、約1450〓の温度で
出る。この熱交換器２０からの1450〓の空気は圧
力が約100psiであり、タービンＴにおいて膨張
し、このタービンＴ、圧縮機２０および発電機２
２を駆動し、この発電機２２の出力は溶解ガラス
１トン当たり約122KWHである。従つてガラス
溶解器が溶解器当たり200トン／日である場合、
総出力は24400KWH／日である。

第４図に示されているように排気ダクトに予熱
された空気を加えるために位置されたトリムバー
ナー２４は、燃焼生成物が熱交換器２０に入り、
間接的にタービンＴへの入口空気を加熱する装置
を構成している。エネルギー回収装置としての第
４図の実施例の効率は、溶解器に戻される熱量と
発生される電力の３倍との和と熱回収装置に供給
される熱量とトリム燃料との和との比較によつて
決定すると、83.1％である。

第５図にはバーナー２５が熱交換器２０の出口
とタービンＴの入口との間に接続されているトリ
ムバーナーの使用例が示されている。この配置構
造においてバーナー２５は、熱交換器２０からの
圧縮された燃焼用空気をタービンＴに圧力100psi
で流れ込むようにするために直接熱する。トリム
バーナー２５の比較的きれいな排気からの燃焼生
成物は、タービンＴの性能にひどい影響を与えな
い程度に汚れていない。第５図の実施例は第４図
の実施例と同様なヒートバランスおよび効率で運
転される。

タービンＴへのガスの入口温度は1450〓であ
り、排気ガス温度は750°〜800〓である。発生電
力は、第４図の実施例に比べてトリムバーナーが
熱交換器の効率に影響を与えないという不利はあ
るが、これを750°〜800〓の逃がし空気の使用に
よつて相殺して、122KWH／トンである。

次に第６図において、再生器が一次再生器およ
び二次再生器に分割されている形式の大形再生式
ガラス溶解炉について説明する。この実施例にお
いて、溶解器２６は横ポート２７を通して燃焼用
空気および燃料が供給され、排気は反対側のポー
ト２８を通して排出され、右側の一次再生器２９
に導かれる。実際は一般に下側に位置され一次再
生器２９の底と全面的に接続されている二次再生
器３０は、一次再生器２９からの高温排気ガスを
受け入れ、450°〜500〓より低く冷却することな
しに、できるだけ多量の熱を奪つた後で排気煙突
に導く。本発明のこの実施例の場合、排気ガスの
大部分は一次側と二次側との連結部でダクト３１
および弁３２を通してヘツダ３３に引き入れら
れ、このヘツド３３は熱交換器３４に導かれてい
る。

ヘツダ３３はブレイトンサイクルエネルギー回
収装置の間接熱交換器３４に熱源流を運び、それ
に接続されたトリムバーナーあるいはスペースヒ
ータ３５を有している。スペースヒータ３５は排
気ガスの温度を約1600〓に上げるために用いられ
る。ヘツダ３３は熱交換器３４の一次側に接続さ
れている。この熱交換器３４の一次側からの排気
はダクト３６にある弁を通り、多段速度送風機３
７の入口に送られ、この送風機３７は煙突に排出
する。二次再生器３０に入る一次再生器２９から
の排気ガスは逆転弁３８を通過し、それから誘引
送風機３７に接続されている配管３９にある弁を
通過する。

約60〓の大気は入口配管４０を通つて圧縮機Ｃ
に入る。圧縮機Ｃは図面において単段式で示され
ているが、効率の向上を図り、必要な高い圧縮比
を得るために、実際は多段式に作られる。第２段
における仕事を減少するために、段の間に冷却装
置が設けられる。同様に効率を高めるためにター
ビンを多段式にできる。圧縮機Ｃからの排気は熱
交換器３４の二次側に伸びている配管４１を通
り、その熱交換器３４から温度が約1450〓で圧力
が100psiで排出される。熱交換器３４からの排気
はダクト４２を通つてタービンＴの入口に入る。
タービンＴからの排気は計量および制御装置４４
を通つて伸びる配管４３を通過し、その計量およ
び制御装置４４は空気を計量し、逆転弁３８の反
対側の流れを制御する。弁３８を通る流れは左側
の二次熱回収再生器４５を通過し、そこから左側
一次再生器４６に入る。タービンＴから配管４３
を通つて出てくる空気は温度が約750°〜800〓で
あり、タービンＴから出てくる空気のうちで燃焼
にとつて必要以上の空気は、分岐配管４７を通し
て逃がされる。前述したように、この逃がす空気
はきれいであり、高温空気のスペースヒーター熱
源として使用でき、750°〜800〓のきれいた高温
空気として利用できる。

前期制御装置４４と連動する第２の計量および
制御装置４８は、溶解器の燃焼用空気予熱側にお
いて再生器に供給される大気の量を調整するため
に用いられる。第６図に示したように再生器は、
燃焼用空気を750°〜800〓以上に予熱する一次再
生器４６と二次再生器４５とから成つている。一
次再生器４６の上端における空気の温度は約2300
〓であり、排気側２９では約2600〓である。右側
の一次再生器２９からやつて来るガスの温度は約
1400〓であり、前述したようにバーナーから出る
ガスおよび排気ガスは約1600〓の温度で熱交換器
３４に入る。煙突からの排気の温度は450°〜500
〓の範囲にあり、前述したようにタービンＴから
の排気ガスは750°〜800〓であり、タービンＴは
前述したように圧縮機Ｃおよび発電機４８の両方
を駆動する。第６図に示した特別の炉はかなり大
形の実用炉であり、両側にそれぞれ一次および二
次熱回収室を有し、加熱された排気ガスが抽気さ
れて予熱された空気および電気を発生するために
正圧ブレイトンサイクルの熱交換器で用いられる
ように、両方の室の間にプレナムを有している。

この実施例の特別な利点は、ブレイトンサイク
ルが運転しているか否かに炉が無関係であるとい
うことにある。ブレイトンサイクルが運転してい
ない場合、排気ガスは全部二次再生器を通過す
る。いずれの場合も炉の負荷は燃料ペナルテイな
しに維持できる。更に二次再生器が装備されてい
る炉はブレイトンサイクル装置に対して本当の逆
転性が得られる。即ちブレイトンサイクルは大き
な変更なしに炉系統に追加できる。

第７図には、第６図の炉における一次再生器の
排気ガス温度と、ブレイトンサイクルに対して抽
気される一次再生気の排気容積との関係が示され
ている。100〓、450〓、600〓および750〓の曲線
は二次再生器への入口における空気の温度に相応
している。従つて、1275〓の排気は、第６図のブ
レイトンサイクルの起動時においてまだ排気ガス
が全く抽気できないので、100〓の空気入口温度
に役立つ。100〓の曲線は一次側の排気ガスから
抽気される容積の増加につれて下降する。定常時
においてブレイトンサイクル回収装置からの排気
は、タービンＴからの排気温度で表される750°〜
800〓の範囲にある。この750°〜800〓の空気は反
対側の再生器の二次側に供給され、それから一次
側を通つて予熱された燃焼用空気となる。しかし
図面で線“ａ”で示したように、装置が起動さ
れ、抽器が“０”より多い場合、タービン排気温
度による二次空気入口温度の上昇の過渡現象は、
抽気が増加される場合の一次排気温度の低下傾向
とバランスし、従つて600M SCFH（基準立方フ
イート／時）の抽気率の点“ｂ”に達する。この
過渡点において装置は450KWの動力を生ずる。

第７図の炉は、１日当たり340トンのガラスを
25％のガラス屑損で溶解し、外気温度が60〓で、
その再生器が通常運転において逆転され、各逆転
によつて一次再生器の排気ガスの温度および（タ
ービン排気からの）入口空気の温度が点“ｃ”に
おいて最適な定常状態に達するまで増加し、その
点“ｃ”において排気ガスの温度が約1400〓であ
り、有用な熱量がブレイトンサイクルエネルギー
回収装置で625KWの動力を発生するということ
をモデルにした。

また抽気容積を700M SCFHに増加すると（点
“ｄ”）、動力は620KWに減少した。もし抽気容積
を500M SCFHに減少すると（点“ｅ”）、効率が
低下し、動力は425KWとなる。従つてこの炉の
設計および運転レベルに対して600M SCFHが最
適な抽気容積であり、第６図に示した装置におい
て定常的な出力を生じ、トリムバーナーを運転せ
ずに625KWの動力を生ずる。

トリムバーナーは2MM BTU／ｈのレベルで
燃焼されるように設計され、加熱された排気は
900KWの動力を発生する（点“Ｆ”）。従つて
2MM BTU／ｈの入熱量は275KWの動力増加を
生ずる。従つてトリム燃焼に対する熱消費率は
7273BTU／KWHである。このトリム燃焼の熱
力学的効率は47％であり、これは一般の発電プラ
ントの良くて約35％の効率よりも非常に高い。

従つてトリムバーナーの運転は排気温度を高
め、この排気温度の上昇は燃焼に必要な燃料を僅
かに減少し、動力出力を増加し、この出力増加は
一般の中央発電所よりも熱消費率が優れている。
トリムバーナーは熱交換器およびタービンを構成
している材料の限度までこの余分な熱を加えるこ
とができる。

ガラス溶解炉に採用される場合の本発明に基づ
く３つの実施例について説明したが、ここに述べ
た正圧ブレイトンサイクルエネルギー回収装置
は、廃熱を生ずる別の高温工業プロセスにも採用
できる。本発明に基づく装置は、圧縮機の効率が
80％以上であり、タービン効率がタービン入口圧
力比が４：１において85％以上であるように設計
された高性能ガスタービン−圧縮機複合設備を使
用する。更にタービン入口温度は1300〓以上であ
り、圧縮機の空気流量は10lbs／ｓで、タービン
排気の大部分は予熱された燃焼用空気として使用
される。

本発明の装置において、ブレイトンサイクルの
タービンおよび圧縮機を問題とする場合、これは
正味圧縮機効率が80％を越え、正味タービン効率
が４：１より大きなタービン入口圧力比において
85％を越える状態で運転するように設計された
“高性能ガスタービン”と呼ばれる。

【図面の簡単な説明】

第１図は再生式の炉の熱流系統図、第２図は予
熱された燃焼用空気の供給装置が追加された第１
図に相応した再生式の炉の熱流系統図、第３図は
本発明に用いられる熱交換器およびブレイトンサ
イクルエネルギー回収装置が追加された第１図に
相応した再生式の炉の熱流系統図、第４図は本発
明に用いられるブレイトンサイクルエネルギー回
収装置の熱交換器に排気温度系を持つた再生式の
炉の熱流系統図、第５図は本発明に用いられるブ
レイトンサイクルエネルギー回収装置の別の実施
例の第４図に相応した再生式の炉の熱流系統図、
第６図は一次および二次再生器を持つた再生式の
炉に適用される本発明に用いられるエネルギー回
収装置の熱流系統図、および第７図は第６図の再
生式の炉の起動時および定常時の性能を示す線図
である。 １２，１５……再生器、１８……煙突、２０…
…熱交換器、２２……発電機、２３，２４……ト
リムバーナー、２６……炉、Ｔ……タービン、Ｃ
……圧縮機。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ ガラス溶解器から排出される熱の一部を回収
   するガラス溶解炉の廃熱回収方法において、１つ
   あるいは複数の燃焼ポートおよび前記溶解器から
   の排気を受けるために位置された１つあるいは複
   数の排気ポートを通して複数のバーナーでガラス
   溶解器を熱する工程、前記溶解器からの排気をそ
   の熱を蓄熱するために一方の再生器を通す工程、
   再生器からの約1350〓の排気ガスを間接熱交換器
   の一次側を流す工程、熱交換器に入る排気ガスに
   補助バーナーを使用してその温度を約1600〓に上
   げるために熱を加える工程、熱交換器から出たガ
   スを450〜500〓の範囲の温度で煙突を通す工程、
   大気を約100psiに圧縮する工程、圧縮空気の温度
   を約1450〓に上げるために圧縮空気を熱交換器の
   二次側を通す工程、加熱され圧縮された空気を圧
   縮機および発電機に結合されたタービンにおいて
   膨脹する工程、タービンから温度が750〓より高
   温で、常圧のきれいな空気を排出する工程、この
   排出空気の一部を前記補助バーナーに対する予熱
   された空気として使用する工程、タービンからの
   排出空気の残りを空気の温度を約2300〓に上げる
   ために他方の蓄熱再生器を通す工程、この予熱さ
   れたきれいな空気を溶解器を熱するための燃焼用
   空気として使用する工程、および廃熱の一部を電
   気エネルギーの形で回収する間、溶解器の加熱側
   および排気側を規則的な時間間隔で逆転するよう
   にそのサイクルを逆転させる工程から成つている
   ことを特徴とするガラス溶解炉の廃熱回収方法。 ２ 横側ポートあるいは終端ポートを形成する左
   側再生器および右側再生器を持つた再生式のガラ
   ス溶解炉の排熱回収方法において、片側の再生器
   から1350〜1450〓の温度で排気ガスを引き出す工
   程、トリムバーナーを運転する工程、再生器から
   の排気ガスの温度を1600〓に上げるためにこの排
   気ガスにトリムバーナーからの排気ガスを加える
   工程、排気ガスを間接熱交換器の一次側を通す工
   程、圧縮空気を100psiの圧力で前記熱交換器の二
   次側を通す工程、加熱された圧縮空気を正圧ブレ
   イトンサイクル熱回収装置のタービンの入口に通
   す工程、タービン排気を他方の再生器の下端に
   750〓より高い温度で導入する工程、熱交換器か
   らの排気ガスを450〜500〓の温度で煙突を通す工
   程、および溶解ガラスを連続生産し、ブレイトン
   サイクルで電気エネルギーを連続発生させるため
   に、溶解炉の加熱が規則的に逆転するようにサイ
   クルを逆転させる工程から成つていることを特徴
   とするガラス溶解炉の廃熱回収方法。 ３ 予熱された燃焼用空気の量を適正に再生器に
   供給するために、タービン排気からの予熱空気の
   一部を逃がすことを特徴とする特許請求の範囲第
   ２項に記載の方法。 ４ 逃がされた空気がスペースヒータに用いられ
   ることを特徴とする特許請求の範囲第３項に記載
   の方法。 ５ 一対の再生器を持つた再生式のガラス溶解炉
   の廃熱回収方法において、上記溶解炉から高温の
   排気ガスを引き出す工程、排気ガスを一方の再生
   器を通す工程、外部空気が圧縮機に導入されると
   ともに、圧縮機からタービンに入る前のきれいな
   圧縮空気の流れに上記排気ガスの熱量が伝達され
   るような正圧ブレイトンサイクルエネルギー回収
   装置の熱交換器の一次側に上記再生器からの排気
   ガスを1400〓より高い温度で供給する工程、ター
   ビン排気の大部分が他方の横側再生器の下端に
   750〓より高い温度で導入される工程、熱交換器
   の一次側からの排気ガスを400〜450〓の温度で煙
   突を通す工程、およびブレイトンサイクルのター
   ビン圧縮機を駆動すると共に電気エネルギーを発
   生する工程から成つていることを特徴とする再生
   式のガラス溶解炉の廃熱回収方法。 ６ 圧縮機を通る空気流量が101bs／ｓを越えて
   いることを特徴とする特許請求の範囲第５項に記
   載の方法。 ７ 圧縮機が多段式であり、装置の総出力を高め
   るために、圧縮機の段の間で空気を冷却すること
   を特徴とする特許請求の範囲第５項に記載の方
   法。 ８ タービンへの入口空気の温度を少なくとも
   1450〓のレベルに高める工程を有していることを
   特徴とする特許請求の範囲第５項に記載の方法。 ９ タービンへの入口空気の温度をトリムバーナ
   ーによつて高める工程を有し、トリムバーナーの
   排気ガスが熱交換器に入る排気ガスに接続される
   ことを特徴とする特許請求の範囲第８項に記載の
   方法。