JPH0486333A - 1圧縮機軸高圧一低圧出力タービン式再生サイクルガスタービン - Google Patents
1圧縮機軸高圧一低圧出力タービン式再生サイクルガスタービンInfo
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- JPH0486333A JPH0486333A JP19787690A JP19787690A JPH0486333A JP H0486333 A JPH0486333 A JP H0486333A JP 19787690 A JP19787690 A JP 19787690A JP 19787690 A JP19787690 A JP 19787690A JP H0486333 A JPH0486333 A JP H0486333A
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Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は車両用、舶用、機械駆動用に適した2軸再生式
ガスタービンの改良に関するものである。
ガスタービンの改良に関するものである。
近年、地球温暖化現象が「人類の生存基盤に深刻な影響
を及ぼす重大問題」として憂慮されている。従って履暖
化防止のエネルギ政策としても、低CO2排出エネルキ
源への転換、エネルギ利用効率の向上等に取り組む事が
望まれている。
を及ぼす重大問題」として憂慮されている。従って履暖
化防止のエネルギ政策としても、低CO2排出エネルキ
源への転換、エネルギ利用効率の向上等に取り組む事が
望まれている。
その点ガスタービンは定常燃焼である為、多種燃料への
適応性に優れているので、新しい時代の要請に応え得る
原動機である。
適応性に優れているので、新しい時代の要請に応え得る
原動機である。
従って、地球環境保全の為にも、ガスタービンの適用範
囲を巾広い分野に拡張する事を、強力に推し進めるべき
であろう。
囲を巾広い分野に拡張する事を、強力に推し進めるべき
であろう。
ところがガスタービンは熱効率が現用機関より劣ってお
り、2軸ガスタービンは特に部分負荷熱効率が悪るい。
り、2軸ガスタービンは特に部分負荷熱効率が悪るい。
従ってガスタービンを広く普及させる為には、熱効率の
向上が必須の条件である。ガスタービンの熱効率向上は
タービン入口温度の高温化によって達成される。よって
高温部材のセラミック化が鋭意研究されている。
向上が必須の条件である。ガスタービンの熱効率向上は
タービン入口温度の高温化によって達成される。よって
高温部材のセラミック化が鋭意研究されている。
一方2軸ガスタービンの部分負荷熱効率改善手段として
は、可変出力タービン静翼が代表的技術である。しかし
将来セラミックによりタービン高温化が進めば、必然的
に出力タービン入口温度も上昇し、可変機構が使えなく
なる可能性が高い。
は、可変出力タービン静翼が代表的技術である。しかし
将来セラミックによりタービン高温化が進めば、必然的
に出力タービン入口温度も上昇し、可変機構が使えなく
なる可能性が高い。
以上の観点から、本発明は2軸再生式ガスタービンの用
途拡大の為に、改善技術の簡単化を課題として、可変機
構を用いずに次の点を改善しようとするものである。
途拡大の為に、改善技術の簡単化を課題として、可変機
構を用いずに次の点を改善しようとするものである。
i)省エネルギの面から、部分負荷熱効率を改善する。
ii)使い易さの面から、低速高負荷時のトルク向上を
図る。
図る。
本発明の構成並びにサイクルを第1図に示す。
図に於いてCは圧縮機、HTは高圧タービン、ITは中
圧タービン、LTは低圧タービン、CCは燃焼器、HE
は再生熱交換器、Pは負荷である。
圧タービン、LTは低圧タービン、CCは燃焼器、HE
は再生熱交換器、Pは負荷である。
本発明では圧縮機駆動タービンは中圧タービンITであ
り、フリータービンである出力タービンは高圧タービン
HTと低圧タービンLTの2段からなっている。つまり
本発明は従来の2軸再生式ガスタービンの出力タービン
にもう1つの高圧タービンを設けたものであり、部分負
荷熱効率及びトルク比改善の為の特別な可変装置はない
。
り、フリータービンである出力タービンは高圧タービン
HTと低圧タービンLTの2段からなっている。つまり
本発明は従来の2軸再生式ガスタービンの出力タービン
にもう1つの高圧タービンを設けたものであり、部分負
荷熱効率及びトルク比改善の為の特別な可変装置はない
。
本発明の原理説明をできるだけ単純化して分かり易くす
る為、先ずプロペラ則に従う運転の場合のみについて説
明する。本発明に於いてはプロペラ則に従う運転の場合
、出力軸はカス発生機軸に対し変速運転を行わず、両者
の回転数は常に比例関係にあるが、ここではもっと理想
化して両者の回転数を等しいとしてその作用を考える事
にする。
る為、先ずプロペラ則に従う運転の場合のみについて説
明する。本発明に於いてはプロペラ則に従う運転の場合
、出力軸はカス発生機軸に対し変速運転を行わず、両者
の回転数は常に比例関係にあるが、ここではもっと理想
化して両者の回転数を等しいとしてその作用を考える事
にする。
つまりこの仮想エンジンは1軸3段タービンでありなが
ら負荷は高圧タービンHT及び低圧タービンLTとのみ
常に釣り合っているものとする。
ら負荷は高圧タービンHT及び低圧タービンLTとのみ
常に釣り合っているものとする。
高圧、中圧、低圧の3つのタービンを構造相似であると
すれば、ターボ機械の性能は回転数をNとして、体積流
量QはNに、等エントロピヘッドH4,はN2に、軸動
ノアLはN3に比例すると言う相似則が3つのタービン
の間に成立する。
すれば、ターボ機械の性能は回転数をNとして、体積流
量QはNに、等エントロピヘッドH4,はN2に、軸動
ノアLはN3に比例すると言う相似則が3つのタービン
の間に成立する。
この仮想エンジンは全タービンの回転数は等しく、また
3つのタービンは直列であるから、タービン機械の相似
則及び連続の原理により3者の流量は回転数Nが変って
も常に等しい。
3つのタービンは直列であるから、タービン機械の相似
則及び連続の原理により3者の流量は回転数Nが変って
も常に等しい。
高圧、中圧、低圧タービンそれぞれの等エントロピヘッ
ドをH++□、 adw HIT−ad、HL i’、
a dとすれば、各タービンの等エントロピヘッドは
相似則によりNの2乗に比例するので、回転数Nの変動
に係わりなく、 α= HIT、 、1/ HIIT、 +d=cons
t (1)β−H1,T、 aa/ Hl
+r、 ad−const (2)なる比
例式が成立する。相似則から導かれるこの(1)(2)
式は、ガス発生機軸と出力軸の回転数が比例関係にある
時も成立するので、本発明の基本原理を表わす式となる
。
ドをH++□、 adw HIT−ad、HL i’、
a dとすれば、各タービンの等エントロピヘッドは
相似則によりNの2乗に比例するので、回転数Nの変動
に係わりなく、 α= HIT、 、1/ HIIT、 +d=cons
t (1)β−H1,T、 aa/ Hl
+r、 ad−const (2)なる比
例式が成立する。相似則から導かれるこの(1)(2)
式は、ガス発生機軸と出力軸の回転数が比例関係にある
時も成立するので、本発明の基本原理を表わす式となる
。
さて、2軸ガスタービンの部分負荷性能は、直列タービ
ンの特性に依存する。そこで第2図、第3図に出力ター
ビンの位置を変えた2つの2軸直列タービン再生サイク
ルを示し、何故第1図の本発明の部分負荷熱効率が特に
良いのかを3者の比較により説明したい。
ンの特性に依存する。そこで第2図、第3図に出力ター
ビンの位置を変えた2つの2軸直列タービン再生サイク
ルを示し、何故第1図の本発明の部分負荷熱効率が特に
良いのかを3者の比較により説明したい。
第2図は低圧タービンLTを出力タービンとするもので
従来実用されている2軸再生式ガスタービンはこの形式
である。以後]/LP/Eと略す。
従来実用されている2軸再生式ガスタービンはこの形式
である。以後]/LP/Eと略す。
第3図は高圧タービンHTを出力タービンとするサイク
ルで、以後1 /HP/Eと略す。
ルで、以後1 /HP/Eと略す。
また第1図の本発明は以後1 /H−L P/Eと略す
。
。
このサイクル表示法は、最初の数字1が圧縮機の軸数を
表わし、斜線後の記号I−IP、LP、H・LPは出力
軸の位置を、再度斜線を引いた後のEは再生式を表わす
。
表わし、斜線後の記号I−IP、LP、H・LPは出力
軸の位置を、再度斜線を引いた後のEは再生式を表わす
。
上記3者の比較検討をサイルル計算により行う。
計算に用いる記号並びに設定値を以下に示す。
WC圧縮機仕事
W 6a 圧縮機駆動タービン仕事W’r タ
ービン全仕事 W11□ 高圧タービン仕事 Wl、l 中圧タービン仕事 Wl、T 低圧タービン仕事 WO比出力 Q、 燃焼器供給熱量 η 熱効率 Lo 設計点出力を基準とした相対出力rC圧力比 r「 タービン全膨張比 rl、1 高圧タービン膨張比 rl’r 中圧タービン膨張比 r]1 低圧タービン膨張比 α 中圧タービンと高圧タービンの等エントロピヘ
ットの比 β 低圧タービンと高圧タービンの等エントロピヘ
ットの比 G 圧縮機流量(タービン流量) G11. 高圧タービンノズル流量GIT 中
圧タービンノズル流量 G1□ 低圧タービンノズル流量 S HT 高圧タービンノズル面積S1□ 低圧
タービンノズル面積 空気の比熱比 に。−1,4燃焼ガスの比熱
比 に、 =1.33m、 −(に、−1)/に
0 m、−(に、−1)/に 圧縮機部定圧比熱 Cpc−0,240kcal/
kgタービン部定圧比熱 C、、= 0.276kc
al/kgガス定数 R= 29.27kgm/kg
K再生熱交換器圧力損失係数 ε −〇、02燃焼器
圧力損失係数 ε′−〇、03圧縮機断熱効率
ηC−0.82タービン断熱効率
ηア=0.85燃焼効率 η
、C= 0.99再生熱交換器温度効率 ηHE
= 0.85機械効率 6m−0,
97計算を簡単にする為に、燃料の添加による作動流体
の流量変化を省略し、比熱及び比熱比は圧縮機部、ター
ビン部でそれぞれ一定、また圧縮機とタービンの断熱効
率もそれぞれ一定とする。
ービン全仕事 W11□ 高圧タービン仕事 Wl、l 中圧タービン仕事 Wl、T 低圧タービン仕事 WO比出力 Q、 燃焼器供給熱量 η 熱効率 Lo 設計点出力を基準とした相対出力rC圧力比 r「 タービン全膨張比 rl、1 高圧タービン膨張比 rl’r 中圧タービン膨張比 r]1 低圧タービン膨張比 α 中圧タービンと高圧タービンの等エントロピヘ
ットの比 β 低圧タービンと高圧タービンの等エントロピヘ
ットの比 G 圧縮機流量(タービン流量) G11. 高圧タービンノズル流量GIT 中
圧タービンノズル流量 G1□ 低圧タービンノズル流量 S HT 高圧タービンノズル面積S1□ 低圧
タービンノズル面積 空気の比熱比 に。−1,4燃焼ガスの比熱
比 に、 =1.33m、 −(に、−1)/に
0 m、−(に、−1)/に 圧縮機部定圧比熱 Cpc−0,240kcal/
kgタービン部定圧比熱 C、、= 0.276kc
al/kgガス定数 R= 29.27kgm/kg
K再生熱交換器圧力損失係数 ε −〇、02燃焼器
圧力損失係数 ε′−〇、03圧縮機断熱効率
ηC−0.82タービン断熱効率
ηア=0.85燃焼効率 η
、C= 0.99再生熱交換器温度効率 ηHE
= 0.85機械効率 6m−0,
97計算を簡単にする為に、燃料の添加による作動流体
の流量変化を省略し、比熱及び比熱比は圧縮機部、ター
ビン部でそれぞれ一定、また圧縮機とタービンの断熱効
率もそれぞれ一定とする。
第2図、第3図に基づいて、先ずl/LP/Eと1 /
HP/Eのサイクル計算に用いる諸式を示す。
HP/Eのサイクル計算に用いる諸式を示す。
TI [1+ (r= ” ]、)/η。)(1−η
IIE)T2+η1lET6 T* [177T (1r++r−” ) HT5
II 77r (1r+、t−” )1(l−η
III)T6+η110、T2r1・P =r。・P、(1−ε) r、−Pl (1−ε)(]−ε’ )P +/ r
IIT P s/ r LT−P 7(]、 + ε)rllT
” WC−CI、c T 、 (r cm cW、+□−
η□C,,T、(I W4、□−η、rc、、+Ts (I WI−η1.cp、T、(1 1/LP/Eの場合 ]/HP/Eの場合 rl、T I) HT LT r 【 W。
IIE)T2+η1lET6 T* [177T (1r++r−” ) HT5
II 77r (1r+、t−” )1(l−η
III)T6+η110、T2r1・P =r。・P、(1−ε) r、−Pl (1−ε)(]−ε’ )P +/ r
IIT P s/ r LT−P 7(]、 + ε)rllT
” WC−CI、c T 、 (r cm cW、+□−
η□C,,T、(I W4、□−η、rc、、+Ts (I WI−η1.cp、T、(1 1/LP/Eの場合 ]/HP/Eの場合 rl、T I) HT LT r 【 W。
WO
/η。
1′)
1゛)
1“ )
η−w+、、r
6m W HT
Q、=C,、(T、−T3)/η3、
(21)η −W。/Q、
(22)l)設計点性能の計算 設計点に於いて次の如く仮定する。
(21)η −W。/Q、
(22)l)設計点性能の計算 設計点に於いて次の如く仮定する。
P 1= 1.033kg/cnr r c
m 4T =288 K T、 =1
200に本発明はセラミック・ガスタービンに於いても
なお部分負荷熱効率を向上させようとするものであるが
、セラミックは未だ構造部材として確立されていないの
で、ここではタービン入口温度T。
m 4T =288 K T、 =1
200に本発明はセラミック・ガスタービンに於いても
なお部分負荷熱効率を向上させようとするものであるが
、セラミックは未だ構造部材として確立されていないの
で、ここではタービン入口温度T。
を1.200 Kに止めておく。
※1/LP/Eの設計点性能計算
第2図のサイクル、1/LP/Eの圧縮機駆動タービン
は高圧タービンHTである。従って圧縮機駆動タービン
仕事をWaaとすれば、WGG=WHT。
は高圧タービンHTである。従って圧縮機駆動タービン
仕事をWaaとすれば、WGG=WHT。
TI、Tt、r、を仮定したので、高圧タービン膨張比
r1,1はη、w、、、=Wcより求まる。左記の出力
マツチングの式に(15)(+6)式を代入ずれは、 77.77.77rCp+Tt (1rlrr−””
)CPCTI (r、′° t) rcを仮定すればタービン全膨張比r□は(14)式よ
り求まるので、低圧タービン膨張比rtrは、r)、r
”’rr /ror (12)両ター
ビン膨張比が判れば、(3)〜(13)式より各部の状
態値が得られるので(15)〜(22)式より]/LP
/Eの設計点に於ける熱効率η及び比出力W。が求まる
。
r1,1はη、w、、、=Wcより求まる。左記の出力
マツチングの式に(15)(+6)式を代入ずれは、 77.77.77rCp+Tt (1rlrr−””
)CPCTI (r、′° t) rcを仮定すればタービン全膨張比r□は(14)式よ
り求まるので、低圧タービン膨張比rtrは、r)、r
”’rr /ror (12)両ター
ビン膨張比が判れば、(3)〜(13)式より各部の状
態値が得られるので(15)〜(22)式より]/LP
/Eの設計点に於ける熱効率η及び比出力W。が求まる
。
※1/HP/Eの設計点性能計算
第3図のサイクル1/HP/Eの圧縮機駆動タービンは
低圧タービンLTであるからW c c = W L
T、よって低圧タービン膨張比r1.Tを先に求める。
低圧タービンLTであるからW c c = W L
T、よって低圧タービン膨張比r1.Tを先に求める。
η。W+、□−WCに(15)(17)式を代入すると
η□η、η□CptTi (1,r 1.T−”)Cp
t:T1(r、、”’−1) (1−3)
既知の温度はT1とT、のみであるから(13)式に(
5)式を代入すると η+n’J−+7rcp+Tt(17r+ηrrnT″
′’)(l rll−’)−CpcTt (rc″′
’ l) (]、 −4) タービン全膨張r1は(14)式より既知なのでrlに
r r/ r LTを代入し、(1−4)式をrl、’
1について整理すると、 77rrr ”J−1,”+ (77T 1) r
1.T ”ここで a−ηTrT C−η。−1 と置き換えると次式を得る。
t:T1(r、、”’−1) (1−3)
既知の温度はT1とT、のみであるから(13)式に(
5)式を代入すると η+n’J−+7rcp+Tt(17r+ηrrnT″
′’)(l rll−’)−CpcTt (rc″′
’ l) (]、 −4) タービン全膨張r1は(14)式より既知なのでrlに
r r/ r LTを代入し、(1−4)式をrl、’
1について整理すると、 77rrr ”J−1,”+ (77T 1) r
1.T ”ここで a−ηTrT C−η。−1 と置き換えると次式を得る。
a r LT”十Cr 、□−ml−b = 0両辺に
r、□1′を乗すると a r +、T”’ b r 1.T” + C−0
この場合の解は次式となる。
r、□1′を乗すると a r +、T”’ b r 1.T” + C−0
この場合の解は次式となる。
従って高圧タービン膨張比r1□□は
r(11−rllrlr (1−6)両
タービン膨張比が判れば、先述の如く (3)〜(13
)式より各部の状態値が判り、(15)〜(22)式よ
り1/HP/Eの設計点に於ける熱効率η、及び比出力
Woが求まる。
タービン膨張比が判れば、先述の如く (3)〜(13
)式より各部の状態値が判り、(15)〜(22)式よ
り1/HP/Eの設計点に於ける熱効率η、及び比出力
Woが求まる。
※1/H−LP/Eの設計点性能計算
次に、第1図に基づいて本発明サイクルの計算に用いる
諸式を示す。
諸式を示す。
T2 ”TI [1+ (ro” l)/n−1T
3 ”” (]−ηIIE)T2+η++p、T7(1
−8)T5−Tt 11 77、(] ro、” )
](]−−9) To =1+; [177T (1r IT””’ )
1T7 =76 [1−ηr (1−rlr ′’
) 1(11,1) (1−ηHE)T7+η11 E T 2rl・P rl・P、(1−ε) r、・Pl(1−ε)(1−ε′) (1=12) (]i4) P 4/ r HT (1−16
)ps/r 1T−P1/ (rur” rIT)(1
−1,7) r’a/r+、−+、=P8(1+ε)(1−ε)(1
−ε′) W。
3 ”” (]−ηIIE)T2+η++p、T7(1
−8)T5−Tt 11 77、(] ro、” )
](]−−9) To =1+; [177T (1r IT””’ )
1T7 =76 [1−ηr (1−rlr ′’
) 1(11,1) (1−ηHE)T7+η11 E T 2rl・P rl・P、(1−ε) r、・Pl(1−ε)(1−ε′) (1=12) (]i4) P 4/ r HT (1−16
)ps/r 1T−P1/ (rur” rIT)(1
−1,7) r’a/r+、−+、=P8(1+ε)(1−ε)(1
−ε′) W。
r++T’ r IT” rlT(L 20)Cpc
Tt (rcmC,−1)/η9(1−2]、) W(、l、−η、Cp、T4(1−rlll、′)WI
T−771CptT、(1−r IT ” )WLr−
77rCp+Te (1r+、r ” )WT = 7
710p+T+ (l rr mt )計算を簡単に
する為、高圧タービンHTと中圧タービンITの断熱効
率を等しいと仮定しているので、(1)式より a =W+T/WuT=const (1
−26)このサイクルの圧縮機駆動タービンは中圧ター
ビンTTであるから、 W G a = W I T =αWu□
(1−27)Wo −η−(WllT+WLT)
(128)Q: =Cp、(T、−73)
(1−29)η −W。/Q、
(1−30)先ず高圧タービン膨張比roT
をη□W 6c = W 。
Tt (rcmC,−1)/η9(1−2]、) W(、l、−η、Cp、T4(1−rlll、′)WI
T−771CptT、(1−r IT ” )WLr−
77rCp+Te (1r+、r ” )WT = 7
710p+T+ (l rr mt )計算を簡単に
する為、高圧タービンHTと中圧タービンITの断熱効
率を等しいと仮定しているので、(1)式より a =W+T/WuT=const (1
−26)このサイクルの圧縮機駆動タービンは中圧ター
ビンTTであるから、 W G a = W I T =αWu□
(1−27)Wo −η−(WllT+WLT)
(128)Q: =Cp、(T、−73)
(1−29)η −W。/Q、
(1−30)先ず高圧タービン膨張比roT
をη□W 6c = W 。
より求める。出力マツチングの式に(1−27)式を代
入すれば W、−αη□Wllエ (1−31)(
1−31)式に(1−21)(1=22)式を代入する
と c peT l (r cmo> ) −αη。η、ηTC、tTt (1−r ur−”’
)中圧タービン膨張比rlTもまた出力マツチングの式
から得られる。、Wc−ηユWITだから、c peT
l (r 、、mcl、 )nmn=nrcplTt
、 (1r IT−” )77 m n c 77 T
Cp + T t (1−ηr+77Tror−”)
X (1r IT−mt) rllTsr+Tが判ればr、は(1−20)式より既
知であるから、低圧タービン膨張比r1□は、r+、r
−rr / (rnr・rrr) (135)
各タービンの膨張比が判れば、(L−7)〜(119)
式より各部の状態値が分かり、(1−2]、)〜(13
0)式より1/H−LP/Eの設計点に於ける熱効率η
、及び比出力W。
入すれば W、−αη□Wllエ (1−31)(
1−31)式に(1−21)(1=22)式を代入する
と c peT l (r cmo> ) −αη。η、ηTC、tTt (1−r ur−”’
)中圧タービン膨張比rlTもまた出力マツチングの式
から得られる。、Wc−ηユWITだから、c peT
l (r 、、mcl、 )nmn=nrcplTt
、 (1r IT−” )77 m n c 77 T
Cp + T t (1−ηr+77Tror−”)
X (1r IT−mt) rllTsr+Tが判ればr、は(1−20)式より既
知であるから、低圧タービン膨張比r1□は、r+、r
−rr / (rnr・rrr) (135)
各タービンの膨張比が判れば、(L−7)〜(119)
式より各部の状態値が分かり、(1−2]、)〜(13
0)式より1/H−LP/Eの設計点に於ける熱効率η
、及び比出力W。
を求める事ができる。
(1−33)式に於けるαを変化させたαに対する熱効
率η及び比出力Woの関係を第4図に、αに対する各タ
ービン膨張比の関係を第5図に示す。
率η及び比出力Woの関係を第4図に、αに対する各タ
ービン膨張比の関係を第5図に示す。
両図に於いて、左側に寄れば低圧タービン膨張比r+、
rが1に近付くのでl/HP/Eサイクルに接近する。
rが1に近付くのでl/HP/Eサイクルに接近する。
右方に進めば高圧タービン膨張比rH’rが1に近付く
ので1 /L P/Eサイクルに近かくなる。r、、、
=]の時とr□ニーlの時では、熱効率η及び比出力W
。は等しくなる。
ので1 /L P/Eサイクルに近かくなる。r、、、
=]の時とr□ニーlの時では、熱効率η及び比出力W
。は等しくなる。
図示する如くαの値によって生ずるη及びW。
の差は僅少である。そこで中圧タービン入口温度T、が
高温になる事を押える為に、ηmayではないがα−2
の値を選ぶ事にする。
高温になる事を押える為に、ηmayではないがα−2
の値を選ぶ事にする。
※設計点性能の計算結果
では第1図〜第3図の3つの2軸直列タービン再生サイ
クルの設計点性能を計算した結果を示す。
クルの設計点性能を計算した結果を示す。
1/H−LP/Eの場合
rHT=1.369 r 1T=2.021r L
、= 1.347 η =0.3646 Wo =36.21kcal
/kgα =2 β = 0.768 1 /L P/Eの場合 r l+r= 1.925 r 1.T= 1.1
1936η −0,363Wo = 36.03kca
l/kgSl11/ S 1.T= 0.5561 /
HP/Eの場合 r 1−IT = 1.768 r 1.T =
2.108η =0.363 W、 =36.01
kcal/kgS14□/ S t、□−〇、ら01 1 /L P/E、1 /HP/Eは高圧タービンと低
圧タービンのノズル面積の比を、1/H−LP/Eでは
n= H1,T、 −d/ I(u□、4.の値を部分
負荷計算の為に求めておく必要がある。
、= 1.347 η =0.3646 Wo =36.21kcal
/kgα =2 β = 0.768 1 /L P/Eの場合 r l+r= 1.925 r 1.T= 1.1
1936η −0,363Wo = 36.03kca
l/kgSl11/ S 1.T= 0.5561 /
HP/Eの場合 r 1−IT = 1.768 r 1.T =
2.108η =0.363 W、 =36.01
kcal/kgS14□/ S t、□−〇、ら01 1 /L P/E、1 /HP/Eは高圧タービンと低
圧タービンのノズル面積の比を、1/H−LP/Eでは
n= H1,T、 −d/ I(u□、4.の値を部分
負荷計算の為に求めておく必要がある。
設計点の計算結果を見ると3つの2軸直列タービン再生
サイクルの熱効率η及び比出力W。は、ほとんど変らな
い。
サイクルの熱効率η及び比出力W。は、ほとんど変らな
い。
尚、2軸3段タービン再生ザイクルに於いて、第1図の
タービン配列とは逆に圧縮機駆動タービンをHTとLT
にし、出力タービンをITとした1/IP/Eサイクル
は、η及びW。とも僅かながら低下する。設計点に於い
てその性能が僅かでも劣ると計画の後々までそれを引き
する事になるので望ましい事ではない。
タービン配列とは逆に圧縮機駆動タービンをHTとLT
にし、出力タービンをITとした1/IP/Eサイクル
は、η及びW。とも僅かながら低下する。設計点に於い
てその性能が僅かでも劣ると計画の後々までそれを引き
する事になるので望ましい事ではない。
2)部分負荷性能の計算
※部分負荷計算の条件
3つの2軸直列タービン再生サイクルの部分負荷性能を
求める計算は、次のマツチング条件を踏まえて行った。
求める計算は、次のマツチング条件を踏まえて行った。
i)流量のマツチング゛
圧縮機及び各タービンを流れるガス流量の一致。
ij)出力のマツチング
圧縮機と圧縮機駆動タービンの仕事量の一致。
iii )マツチング条件を満たずサイクル最高温度部
分負荷計算に於けるタービン入口温度T4は、適当に仮
定できるものではなく流電と出力のマツチング条件を同
時に満たす値でなければならない。
分負荷計算に於けるタービン入口温度T4は、適当に仮
定できるものではなく流電と出力のマツチング条件を同
時に満たす値でなければならない。
以下の部分負荷計算は、圧縮比rC(ガス発生機回転数
N)を変化させて、その時のマツチング条件に合う各タ
ービン膨張比を求め、流量と出力のマツチング条件を同
時に満たすT4を算出する順序で行う。
N)を変化させて、その時のマツチング条件に合う各タ
ービン膨張比を求め、流量と出力のマツチング条件を同
時に満たすT4を算出する順序で行う。
※1./LP/Eの部分負荷性能計算
先ず、高圧タービンHTと低圧タービンLTの流量マツ
チングの式を導く。計算を簡単にする為、各タービンの
反動度を零とし、ノズルに於いて段の全膨張が行われる
ものとする。
チングの式を導く。計算を簡単にする為、各タービンの
反動度を零とし、ノズルに於いて段の全膨張が行われる
ものとする。
燃焼ガスの臨界圧力比を0.542とすれば、高圧ター
ビン配列側に於いて、 (1/ r or) < 0.542の時(1/ r
H□) >0.542の時とし、低圧タービン配列側で
も (1/ r LT) < 0.542の時(1/r1□
) >0.542の時、r1□にr1/r11rを代入
して、 として、高圧タービンノズル流量G111と低圧タービ
ンノズル流量G +、□・を求めると、1石 従って流量マツチングの式はG IIT−G 1.1よ
り、設計点の計算で両タービンノズル面積の比は既でに
求めてあり、両ノズル面積は固定であるから、(2−1
)式を変形して、 const (2−2)r
l、rの値をいろいろ変えてSu□/S+□が設計点で
求めた値に近付くよう試し算を繰り返せば、各圧力比毎
のr++’rとrLTを探し出す事ができる。
ビン配列側に於いて、 (1/ r or) < 0.542の時(1/ r
H□) >0.542の時とし、低圧タービン配列側で
も (1/ r LT) < 0.542の時(1/r1□
) >0.542の時、r1□にr1/r11rを代入
して、 として、高圧タービンノズル流量G111と低圧タービ
ンノズル流量G +、□・を求めると、1石 従って流量マツチングの式はG IIT−G 1.1よ
り、設計点の計算で両タービンノズル面積の比は既でに
求めてあり、両ノズル面積は固定であるから、(2−1
)式を変形して、 const (2−2)r
l、rの値をいろいろ変えてSu□/S+□が設計点で
求めた値に近付くよう試し算を繰り返せば、各圧力比毎
のr++’rとrLTを探し出す事ができる。
η□Waa””Wcで表される出力マツチングの式は、
単位流量当りの仕事を示す式であるから、圧縮機Cと高
圧タービンHTの流量が一致している事も意味している
。その出力マツチングの式からT4を得られる。
単位流量当りの仕事を示す式であるから、圧縮機Cと高
圧タービンHTの流量が一致している事も意味している
。その出力マツチングの式からT4を得られる。
η、η6ηT Cp、(] −r IIT’−” )
(2−2)式で得たr)ITを用いて(2−3)式より
T4を求めれば、流量と出力のマツチング条件を同時に
満たすタービン入口温度T、を知る事ができる。
(2−2)式で得たr)ITを用いて(2−3)式より
T4を求めれば、流量と出力のマツチング条件を同時に
満たすタービン入口温度T、を知る事ができる。
圧力比r9を変化させた場合の各圧力比毎のr1□1、
rl、T、T4が判れば、あとは設計点性能の計算に準
じて計算を進めて行けば、部分負荷に於ける熱効率ηと
比出力W。を得られる。
rl、T、T4が判れば、あとは設計点性能の計算に準
じて計算を進めて行けば、部分負荷に於ける熱効率ηと
比出力W。を得られる。
また相対出力は次式より得られる。
相対用カー比出力スタービン流量/設計値※1/HP/
Eの部分負荷計算 1/HP/Eに於いて圧力比rcを変化させた場合の高
圧タービン膨張比rllTと低圧タービン膨張比r1,
1も、ノズル面積比一定の式(2−2)により求める事
ができる。但し1/LP/EとはS□T/ S trの
値が異る。また流量と出力のマツチング条件を同時に満
たすタービン入口温度T4は、(]、 −4)式より、 ※1/H−LP/Eの部分負荷性能の計算この項に於け
る1、 /H−L P/Eの部分負荷計算では、出力が
回転数の3乗に比例するプロペラ則に従う運転の場合の
みを想定して行う。
Eの部分負荷計算 1/HP/Eに於いて圧力比rcを変化させた場合の高
圧タービン膨張比rllTと低圧タービン膨張比r1,
1も、ノズル面積比一定の式(2−2)により求める事
ができる。但し1/LP/EとはS□T/ S trの
値が異る。また流量と出力のマツチング条件を同時に満
たすタービン入口温度T4は、(]、 −4)式より、 ※1/H−LP/Eの部分負荷性能の計算この項に於け
る1、 /H−L P/Eの部分負荷計算では、出力が
回転数の3乗に比例するプロペラ則に従う運転の場合の
みを想定して行う。
各タービンの断熱効率は等しいと仮定しているので(2
)式より、 β−Wtr/Wur−COnSL (24
)タービン全仕事W1は各タービンの仕事の和であるか
ら、 W’r −WuT+Wlr+W+、r−(1+α+β)
WlIT(2−5)式に(1−22)(1−25)式を
代入すると 77T CPIT4 (1−rr −” )77t C
p+Tt (l roT” ) (1+α+β)以
下1./LP/Eと同じ手順で部分負荷性能を計算でき
る。
)式より、 β−Wtr/Wur−COnSL (24
)タービン全仕事W1は各タービンの仕事の和であるか
ら、 W’r −WuT+Wlr+W+、r−(1+α+β)
WlIT(2−5)式に(1−22)(1−25)式を
代入すると 77T CPIT4 (1−rr −” )77t C
p+Tt (l roT” ) (1+α+β)以
下1./LP/Eと同じ手順で部分負荷性能を計算でき
る。
次に中圧タービン膨張比r1□は、WIT−αW11.
1より 7’jr Cp+T5(1r IT−”つ−αηTCp
lT4(l−r13.−″)低圧タービン膨張比r1.
Tは(1−35)式から得られる。タービン入口温度T
、は(1−32)式より あとは設計点の計算に準じて計算を進める事ができる。
1より 7’jr Cp+T5(1r IT−”つ−αηTCp
lT4(l−r13.−″)低圧タービン膨張比r1.
Tは(1−35)式から得られる。タービン入口温度T
、は(1−32)式より あとは設計点の計算に準じて計算を進める事ができる。
1/H−LP/Eのタービン流量Gは、1 /L P/
Eの部分負荷計算で説明したタービンノズル流量の算出
方法と同じ方法で中圧タービンノズル流量G ITを求
め、G=G、□とじて全タービンの共通な流量とした。
Eの部分負荷計算で説明したタービンノズル流量の算出
方法と同じ方法で中圧タービンノズル流量G ITを求
め、G=G、□とじて全タービンの共通な流量とした。
従って相対出力し。は次式より得た。
相対用カー比出力X中圧タービン流量/設計植菌、何故
G ”’ G 1’rなのかについては後述する。
G ”’ G 1’rなのかについては後述する。
※部分負荷性能の計算結果
第1図〜第3図の2軸直列タービン再生サイクルの部分
負荷性能計算結果を第6図に示す。
負荷性能計算結果を第6図に示す。
第6図は圧力比rcに対する熱効率η及び相対比ツJ
L oの関係を示したものである。
L oの関係を示したものである。
図から部分負荷に於ける熱効率ηは、l/HP/E、1
/H−LP/EX l/LP/Eの順になり、現在実用
されている1/LP/Eの部分負荷熱効率が最も悪るい
。
/H−LP/EX l/LP/Eの順になり、現在実用
されている1/LP/Eの部分負荷熱効率が最も悪るい
。
第6図に示す熱効率η及び相対出力し。の曲線は、各圧
力比毎のピーク効率、ピーク出力を意味する。従って各
負荷率(相対出力)に於ける最低燃費率に相当する。
力比毎のピーク効率、ピーク出力を意味する。従って各
負荷率(相対出力)に於ける最低燃費率に相当する。
図に於ける1/H−LP/Eは繰り返し述べているよう
にプロペラ則に従う運転の場合であるが、1 /L P
/Eもプロペラ則に従う運転線は燃料消費率のほぼ最小
点を通るので、これもプロペラ則による運転線としてほ
ぼ間違いない。
にプロペラ則に従う運転の場合であるが、1 /L P
/Eもプロペラ則に従う運転線は燃料消費率のほぼ最小
点を通るので、これもプロペラ則による運転線としてほ
ぼ間違いない。
次に3つの2軸直列タービン再生サイクルの部分負荷に
於けるタービン入口温度T4を第7図に示す。第7図の
T4は第6図に対応する温度である。図から明らかなよ
うに1/HP/Eは部分負荷に於いてT、が過昇となり
、圧縮機がサージングを起こす為運転不能となる。
於けるタービン入口温度T4を第7図に示す。第7図の
T4は第6図に対応する温度である。図から明らかなよ
うに1/HP/Eは部分負荷に於いてT、が過昇となり
、圧縮機がサージングを起こす為運転不能となる。
一方1/H−LP/Eのタービン入口温度T。
は、実用範囲で1 /L P/EのT4より優る。
第6図から一例として負荷率(相対出力)20%近傍の
熱効率を取り出してみると、 1、/LP/Eでは rc−2,5の時 Lo =Q、215 η−0,2
131/H−LP/Eでは r c−1,88の時 Lo =0.216 77=
0.26従ってその熱効率の差は0.047、故に負荷
率約22%のピーク効率で、本発明は従来形2軸再生サ
イクルの熱効率を約22%改善できる事になる。
熱効率を取り出してみると、 1、/LP/Eでは rc−2,5の時 Lo =Q、215 η−0,2
131/H−LP/Eでは r c−1,88の時 Lo =0.216 77=
0.26従ってその熱効率の差は0.047、故に負荷
率約22%のピーク効率で、本発明は従来形2軸再生サ
イクルの熱効率を約22%改善できる事になる。
へ田桂三著「ガスタービンおよびジェットエンジン」に
掲載されている]/C/E及び1./LP/Eの部分負
荷性能を第8図(a)(b)に示す。
掲載されている]/C/E及び1./LP/Eの部分負
荷性能を第8図(a)(b)に示す。
第8図(a)は1軸3段タービンのプロペラ則に従う運
転の場合の相対出力L ++に対する熱効率ηの関係を
示したものであり、(b)は1/LP/Eのプロペラ則
運転に於けるり。に対するηの関係を示したものである
。
転の場合の相対出力L ++に対する熱効率ηの関係を
示したものであり、(b)は1/LP/Eのプロペラ則
運転に於けるり。に対するηの関係を示したものである
。
第8図(a)(b)の相対出力0.2の熱効率を見比べ
ると、計算の条件は異るが、前記の計算値が比較的よく
近似している事が分かる。尚、図(a)に於いて途中で
途絶えているもう1つの曲線は1軸子段タービンのもの
で、この場合はプロペラ則運転でもサージングを起こす
。
ると、計算の条件は異るが、前記の計算値が比較的よく
近似している事が分かる。尚、図(a)に於いて途中で
途絶えているもう1つの曲線は1軸子段タービンのもの
で、この場合はプロペラ則運転でもサージングを起こす
。
1 /H−L P/Eがプロペラ則に従って運転される
場合は1/C/Eとまったく同じであり、1/C/Eの
部分負荷熱効率は1/LP/Eのそれより良好である事
は文献により明らかである。しかしそれで満足する事な
く、何故1/H−LP/Eはタービン人口温度T4が1
/LP/Eより高くなり、部分負荷熱効率を改善できる
のか、その物理的原因を究明したい。何故ならその原因
は、出力タービンがガス発生機軸に対し変速運転を行う
場合にも大きな影響を及ぼすからである。
場合は1/C/Eとまったく同じであり、1/C/Eの
部分負荷熱効率は1/LP/Eのそれより良好である事
は文献により明らかである。しかしそれで満足する事な
く、何故1/H−LP/Eはタービン人口温度T4が1
/LP/Eより高くなり、部分負荷熱効率を改善できる
のか、その物理的原因を究明したい。何故ならその原因
は、出力タービンがガス発生機軸に対し変速運転を行う
場合にも大きな影響を及ぼすからである。
3)部分負荷熱効率向」二原囚の物理的説明※高圧ター
ビン出口修正流量について 直列タービンでは、上下に隣り合うタービンの流量は等
しくなければならないが、三者の流量のみならず上段タ
ービンの出口修正流量と下段タービンの入口修正流量も
等しくなければならない。
ビン出口修正流量について 直列タービンでは、上下に隣り合うタービンの流量は等
しくなければならないが、三者の流量のみならず上段タ
ービンの出口修正流量と下段タービンの入口修正流量も
等しくなければならない。
前記の「ガスタービンおよびジェットエンジン」より1
/L P/Eの場合の直列タービンの関係を第9図に
示す。
/L P/Eの場合の直列タービンの関係を第9図に
示す。
図に於いて、横軸は設計点高圧タービン入口修正流量を
基準とした相対修正流量である。縦軸は上が高圧タービ
ンHTの膨張比r11□、下が低圧タービンLTの膨張
比rtTである。従ってIは高圧タービンHTの特性曲
線、■は高圧タービン出口の相対修正流量曲線、■は低
圧タービンLTの特性曲線である。
基準とした相対修正流量である。縦軸は上が高圧タービ
ンHTの膨張比r11□、下が低圧タービンLTの膨張
比rtTである。従ってIは高圧タービンHTの特性曲
線、■は高圧タービン出口の相対修正流量曲線、■は低
圧タービンLTの特性曲線である。
直列両タービンの流量Gは同一で、また高圧タービン出
口修正流量は低圧タービン入口修正流量と同一である。
口修正流量は低圧タービン入口修正流量と同一である。
従って設計点では両タービン間の関係は実線矢印で示さ
れるように結ばれるが、部分負荷に於いて圧力比が減る
と曲線■から垂直に降りる点線矢印は、図示するように
低圧タービン膨張比1〜11を大きく減少させてしまう
。このrtrの低下により低圧タービンLTへのエネル
ギ配分が減少するので、部分負荷に於いて]/LP/E
は出力が著しく低下し、l/HP/Eは圧力比維持の為
タービン入口温度T、が過昇となってしまうのである。
れるように結ばれるが、部分負荷に於いて圧力比が減る
と曲線■から垂直に降りる点線矢印は、図示するように
低圧タービン膨張比1〜11を大きく減少させてしまう
。このrtrの低下により低圧タービンLTへのエネル
ギ配分が減少するので、部分負荷に於いて]/LP/E
は出力が著しく低下し、l/HP/Eは圧力比維持の為
タービン入口温度T、が過昇となってしまうのである。
では、2軸ガスタービンの部分負荷に於いて、可変機構
を用いずに低圧タービンへのエネルギ配分の減少を食い
止める方法はあるのであろうか。
を用いずに低圧タービンへのエネルギ配分の減少を食い
止める方法はあるのであろうか。
部分負荷に於いて低圧タービン膨張比を急激に減少させ
ない為には、第9図から明らかなように高圧タービン出
口の相対修正流量曲線Hのフォルムを低圧タービン特性
曲線■のフォルムに近付ければよい事になる。
ない為には、第9図から明らかなように高圧タービン出
口の相対修正流量曲線Hのフォルムを低圧タービン特性
曲線■のフォルムに近付ければよい事になる。
高圧タービンの出口と入口の間には、
の関係がある。添字0は出口、iは入口、ΔTは高圧タ
ービンの温度降下を示す。高圧、低圧側タービンのエネ
ルギ配分比を一定にする目的をもつて、成る圧力比に於
いてc−E己/ P oを増そうとすれば、分母のPo
を減少させると低圧タービン膨張比が減少してしまうの
で分子のT。を増さねばならない事になる。Toを増す
為には(31)式右辺よりTi、つまりタービン入口温
度T。
ービンの温度降下を示す。高圧、低圧側タービンのエネ
ルギ配分比を一定にする目的をもつて、成る圧力比に於
いてc−E己/ P oを増そうとすれば、分母のPo
を減少させると低圧タービン膨張比が減少してしまうの
で分子のT。を増さねばならない事になる。Toを増す
為には(31)式右辺よりTi、つまりタービン入口温
度T。
を増せば良い事が判る。
しかし部分負荷計算の条件で述べたようにT。
は勝手に増す事はできない。第7図に示した1/LP/
EのT4は流量と出力のマツチング条件を同時に満たす
温度であるから、T4を高めても圧力比r、、を増しな
がら、12曲線上を上昇するのみである。
EのT4は流量と出力のマツチング条件を同時に満たす
温度であるから、T4を高めても圧力比r、、を増しな
がら、12曲線上を上昇するのみである。
一方第7図に示した1/H−LP/Eのタービン入口温
度T4は1/LP/Eのそれより高く、しかも]/I−
IP/Eのように過大ではない。第7図のl/H−LP
/EのT4はη、0Wcc==Wcより導いた(2−8
)式から求めた値である。
度T4は1/LP/Eのそれより高く、しかも]/I−
IP/Eのように過大ではない。第7図のl/H−LP
/EのT4はη、0Wcc==Wcより導いた(2−8
)式から求めた値である。
η□Waa −Wcは出力マツチングと同時に圧縮機と
圧縮機駆動タービンの流量一致も意味している。
圧縮機駆動タービンの流量一致も意味している。
そこで、l/H−LP/Eの高圧タービン入口と出口の
相対修正流量を作図してみると第10図の如くになる。
相対修正流量を作図してみると第10図の如くになる。
図に於いて■は高圧タービン入口相対修正流量であり、
■は高圧タービン出口相対修正流量である。また点線は
高圧タービンノズル流量G II Tをタービン流量(
圧縮機流量)Gとして計算したものであり、実線は中圧
タービンノズル流量G1□をタービン流iGとしたもの
である。
■は高圧タービン出口相対修正流量である。また点線は
高圧タービンノズル流量G II Tをタービン流量(
圧縮機流量)Gとして計算したものであり、実線は中圧
タービンノズル流量G1□をタービン流iGとしたもの
である。
図からG−G + ’rとした場合の高圧タービン出口
相対修正流量曲線(実線■)は、第9図1/LP/Eの
曲線■より上方で変化率が太き(、第9図の低圧タービ
ン特性曲線■に近かいフォルムになっている。
相対修正流量曲線(実線■)は、第9図1/LP/Eの
曲線■より上方で変化率が太き(、第9図の低圧タービ
ン特性曲線■に近かいフォルムになっている。
従ってもしG ” G + ’rであるなら、中圧ター
ビン膨張比r1□の急激な減少は防がれ、T、が実用範
囲内で」1昇して、部分負荷熱効率が向上するのである
。
ビン膨張比r1□の急激な減少は防がれ、T、が実用範
囲内で」1昇して、部分負荷熱効率が向上するのである
。
しかし第1O図のG=G、□とじた高圧タービン入口相
対修正流量(実線■)は、部分負荷に於いて設計点より
大きく膨らんだ曲線になっている。
対修正流量(実線■)は、部分負荷に於いて設計点より
大きく膨らんだ曲線になっている。
第8図(a)に示した如く文献によればl軸子段タービ
ンはプロペラ則に従う運転の部分負荷でサージングを起
こすが、1軸3段タービンではサージングを起こさない
。では何故G−01rの流量が高圧タービンHTを通過
できるのか、その点を次項で説明する。
ンはプロペラ則に従う運転の部分負荷でサージングを起
こすが、1軸3段タービンではサージングを起こさない
。では何故G−01rの流量が高圧タービンHTを通過
できるのか、その点を次項で説明する。
※タービン軸流速度■8について
タービンノズル流量からタービン流量を求める方法によ
って算出した1/H−LP/Eの高圧、中圧、低圧ター
ビン流量G5・0、Gl’l’s GLTの設計点を基
準とした流量比を第1!図に示す。尚、第11図に示す
各流量は修正流量ではなく、重量流量である。
って算出した1/H−LP/Eの高圧、中圧、低圧ター
ビン流量G5・0、Gl’l’s GLTの設計点を基
準とした流量比を第1!図に示す。尚、第11図に示す
各流量は修正流量ではなく、重量流量である。
図から低速(低圧力比)に於いて、高圧タービン流iG
2.’lは過少になり、低圧タービン流i G t、
Tは過大になっている事が判る。しかし3つのタービン
は直列であるから、連続の原理により各タービンの流量
は等しくなければならない。
2.’lは過少になり、低圧タービン流i G t、
Tは過大になっている事が判る。しかし3つのタービン
は直列であるから、連続の原理により各タービンの流量
は等しくなければならない。
タービン軸流速度をVa、ガス密度をρ、タービン流路
単位断面積当りの流量をG′とすれば、G’ =Va
Xρ 各タービン入口の温度と圧力が定まれば、各タービン入
口状態のガス密度ρも定まってしまう。
単位断面積当りの流量をG′とすれば、G’ =Va
Xρ 各タービン入口の温度と圧力が定まれば、各タービン入
口状態のガス密度ρも定まってしまう。
従ってガス流量G′の増減は軸流速度Vaの増減によっ
てもたらされる事になる。よって3段軸流タービンでは
設計点回転速度より低速の場合、高圧タービン入口側で
は軸流速■1が増す事によりG、1Tの不足が補われ、
低圧タービン入口側では軸流速度v8が低下する事によ
りG1.工の過大が調整されるのだと言う事が第11図
から判る。
てもたらされる事になる。よって3段軸流タービンでは
設計点回転速度より低速の場合、高圧タービン入口側で
は軸流速■1が増す事によりG、1Tの不足が補われ、
低圧タービン入口側では軸流速度v8が低下する事によ
りG1.工の過大が調整されるのだと言う事が第11図
から判る。
第12図にタービン動翼入口の速度三角形を示す。図に
於いてV、:軸流速度、■=絶対速度、W:相対速度、
αl :絶対速度の流入角、β1 :相対速度の流入角
、U:周速である。
於いてV、:軸流速度、■=絶対速度、W:相対速度、
αl :絶対速度の流入角、β1 :相対速度の流入角
、U:周速である。
高圧タービンHTと低圧タービンLTは同軸上に結合さ
れているから、両者の周速は常に一定の比例関係にある
。低速に於いて高圧タービンHTでは軸流速度vaが増
す為、流量係数(φ−V2/U)が大きくなる。第12
図からφが増せば、相対的には周速Uが小さくなる事で
あり、絶対流入角α1が小さくなる。
れているから、両者の周速は常に一定の比例関係にある
。低速に於いて高圧タービンHTでは軸流速度vaが増
す為、流量係数(φ−V2/U)が大きくなる。第12
図からφが増せば、相対的には周速Uが小さくなる事で
あり、絶対流入角α1が小さくなる。
低圧タービンでは低速に於いてV、が減少する為、流量
係数φが減る。φが減ると第12図から相対的には周速
Uが増す事になり絶対流入角αは増す。従って低速に於
いて設計点の流量係数φ、即ち設計点流入角近傍で作動
するのは中圧タービンITのみである。つまり]、 /
H−L P/Eのタービン流儀は中圧タービン流量であ
り、前述のG1.rが高圧タービンHTを通過できる理
由は軸流速度V、が増加する為なのである。
係数φが減る。φが減ると第12図から相対的には周速
Uが増す事になり絶対流入角αは増す。従って低速に於
いて設計点の流量係数φ、即ち設計点流入角近傍で作動
するのは中圧タービンITのみである。つまり]、 /
H−L P/Eのタービン流儀は中圧タービン流量であ
り、前述のG1.rが高圧タービンHTを通過できる理
由は軸流速度V、が増加する為なのである。
もし低速に於いてタービン初段側と終段側で軸流速度V
aの変化がないとすれば、中圧タービンノズルを通るガ
ス流量はCIITとなる。GIITはG1□より少量な
ので、高圧タービン出口相対修正流量曲線は第10図の
点線■となり、中圧タービンの膨張比rl’lは急激に
低下してしまう。この事が中圧タービンI Tと低圧タ
ービンLTの間でも繰り返されるとすれば、低圧タービ
ン膨張比r1.Tは極少となり、3つのタービンの回転
数を等しいとした先の仮定に反する事になる。
aの変化がないとすれば、中圧タービンノズルを通るガ
ス流量はCIITとなる。GIITはG1□より少量な
ので、高圧タービン出口相対修正流量曲線は第10図の
点線■となり、中圧タービンの膨張比rl’lは急激に
低下してしまう。この事が中圧タービンI Tと低圧タ
ービンLTの間でも繰り返されるとすれば、低圧タービ
ン膨張比r1.Tは極少となり、3つのタービンの回転
数を等しいとした先の仮定に反する事になる。
4)出力タービン回転数とトルク比
では「1軸3段タービンでありながら、負荷は高圧ター
ビンHT及び低圧タービンLTとのみ釣り合っている」
とした仮りの想定を、ここで解く事にする。つまりプロ
ペラ則に従う運転線の成る作動点で負荷が増し、出力タ
ービン回転数が低下する場合について、設計点からの出
力軸回転数低下を例にとって説明する。
ビンHT及び低圧タービンLTとのみ釣り合っている」
とした仮りの想定を、ここで解く事にする。つまりプロ
ペラ則に従う運転線の成る作動点で負荷が増し、出力タ
ービン回転数が低下する場合について、設計点からの出
力軸回転数低下を例にとって説明する。
タービン周速と理論断熱速度の比である速度比が低下す
るとタービン断熱効率は低下する。そこでこの項では出
力タービンHT及びLTの断熱効率をηPとして、出力
タービン回転数を変動させる替りにη2を変化させて低
速高負荷に於ける本発明の性能を考察する。従って中圧
タービンITの断熱効率はηr’=0.85のまま一定
、また圧縮機断熱効率もη。−0,82一定と仮定する
。
るとタービン断熱効率は低下する。そこでこの項では出
力タービンHT及びLTの断熱効率をηPとして、出力
タービン回転数を変動させる替りにη2を変化させて低
速高負荷に於ける本発明の性能を考察する。従って中圧
タービンITの断熱効率はηr’=0.85のまま一定
、また圧縮機断熱効率もη。−0,82一定と仮定する
。
タービン膨張比とタービン入口修正流量の関係を第13
図に示す。
図に示す。
図に於いて縦軸は膨張比P、/Po、横軸はタービン入
口相対修正流m (c、JY /P、 )/設計値 で
あり、特性曲線に付した数値はタービン相対修正回転数
NJ「/設計値 である。
口相対修正流m (c、JY /P、 )/設計値 で
あり、特性曲線に付した数値はタービン相対修正回転数
NJ「/設計値 である。
第13図からタービン修正回転数が低下すると、入口修
正流量一定の場合膨張比が低下し、膨張比一定の場合は
修正流量を増さねばならない。
正流量一定の場合膨張比が低下し、膨張比一定の場合は
修正流量を増さねばならない。
合板りに設計点圧力比で出力タービン修正回転数が低下
した場合を考えると、GJ【/P1を増やす為にはT1
を上昇させるか、Plを下げるかである。しかし高圧タ
ービン入口温度T4はタービン材料による制限から容易
に上げ得ないし、またPイを減じると圧力比r、、の低
下を招いてしまう。従って流量不足となり、結局第13
図から高圧タービン膨張比r1イ及び低圧タービン膨張
比r15.が低下する。両タービン膨張比が低下すれば
、圧力比r。が減少し、タービン入口温度T4も降下し
てしまう。この事を第10図の高圧タービン出入口の修
正流量曲線に照らして考えると、高圧タービン入[]修
正流量の増加を伴わず高圧タービン膨張比が低下すると
、高圧タービン出口修正流量か減少し、圧縮機駆動ター
ビンである中圧タービンITの膨張比rl’lが急激に
低下してしまう。
した場合を考えると、GJ【/P1を増やす為にはT1
を上昇させるか、Plを下げるかである。しかし高圧タ
ービン入口温度T4はタービン材料による制限から容易
に上げ得ないし、またPイを減じると圧力比r、、の低
下を招いてしまう。従って流量不足となり、結局第13
図から高圧タービン膨張比r1イ及び低圧タービン膨張
比r15.が低下する。両タービン膨張比が低下すれば
、圧力比r。が減少し、タービン入口温度T4も降下し
てしまう。この事を第10図の高圧タービン出入口の修
正流量曲線に照らして考えると、高圧タービン入[]修
正流量の増加を伴わず高圧タービン膨張比が低下すると
、高圧タービン出口修正流量か減少し、圧縮機駆動ター
ビンである中圧タービンITの膨張比rl’lが急激に
低下してしまう。
よって本発明の基本原理を表わす(1)式が成り立たな
くなる。
くなる。
低速高負荷に於いても(1)式を成り立たせる方法はあ
るのであろうか。それは膨張比つまり圧力比を設計点よ
り上昇させる事である。設計点より全膨張比を増すと「
タービン軸流速度V□について」の項で述べたタービン
段の流れの現象と逆の現象が生じる。つまり3段タービ
ンの初段側で軸流速度V8が減少し、終段側でV2が増
すのである。従って高圧タービン入口修正流量を増やさ
すとも高圧タービン膨張比は維持され、中圧タービン膨
張比の低下を防ぐ事ができるのである。
るのであろうか。それは膨張比つまり圧力比を設計点よ
り上昇させる事である。設計点より全膨張比を増すと「
タービン軸流速度V□について」の項で述べたタービン
段の流れの現象と逆の現象が生じる。つまり3段タービ
ンの初段側で軸流速度V8が減少し、終段側でV2が増
すのである。従って高圧タービン入口修正流量を増やさ
すとも高圧タービン膨張比は維持され、中圧タービン膨
張比の低下を防ぐ事ができるのである。
出力タービン断熱効率η、をo、85がら0まで降下さ
せη2の降下に伴い均一に圧力比を4.85まで上昇さ
せたとする。またタービン入口温度はT41200にの
まま設計点の値を一定に保つとする。
せη2の降下に伴い均一に圧力比を4.85まで上昇さ
せたとする。またタービン入口温度はT41200にの
まま設計点の値を一定に保つとする。
先ずη4.を変化させた場合(1)式のαは、タービン
断熱効率の定義から、 H1□、 a d W I T ηP WI
T η。
断熱効率の定義から、 H1□、 a d W I T ηP WI
T η。
α= =□・ □=□ΦI(HT
、ad HT WorWIIT η1中圧タ
ービン仕事Wl□を高圧タービン仕事W1□。
、ad HT WorWIIT η1中圧タ
ービン仕事Wl□を高圧タービン仕事W1□。
を用いて表わすと1
、’−WIT−αηI Wl−IT/η、
(4−2)従って高圧タービン膨張比r1□1を求める
式は、(l−33)式をそのまま使える事になり、中圧
タービン膨張比r1□はη2の変化を受けて低圧タービ
ン膨張比rl、Tは rエ (l−ε)(1−ε′)r。
(4−2)従って高圧タービン膨張比r1□1を求める
式は、(l−33)式をそのまま使える事になり、中圧
タービン膨張比r1□はη2の変化を受けて低圧タービ
ン膨張比rl、Tは rエ (l−ε)(1−ε′)r。
このようにして求めた各タービン膨張比を用い、T9、
T7を得る(1.−9)(111)式、W 1.1 ’
r及びWl、’rを得る(1−22)(1−24)式の
η1をη、に替えればサイクル計算が可能となる。以上
の計算方法で得た状態値を用いて算出した高圧タービン
出入口の修正流量を第14図に示す。図に於いて■は高
圧タービン入口修正流1、■は高圧タービン出口修正流
量である。尚、側修正流量は中圧タービン流量G IT
をタービン流量Gとして計算した値である。
T7を得る(1.−9)(111)式、W 1.1 ’
r及びWl、’rを得る(1−22)(1−24)式の
η1をη、に替えればサイクル計算が可能となる。以上
の計算方法で得た状態値を用いて算出した高圧タービン
出入口の修正流量を第14図に示す。図に於いて■は高
圧タービン入口修正流1、■は高圧タービン出口修正流
量である。尚、側修正流量は中圧タービン流量G IT
をタービン流量Gとして計算した値である。
第14図によれば圧力比r0が設計値より高い領域では
、高圧タービン出口修正流量■は一定となり、η2が低
下しても中圧タービン膨張比rlTを減少させずにすむ
事が分かる。
、高圧タービン出口修正流量■は一定となり、η2が低
下しても中圧タービン膨張比rlTを減少させずにすむ
事が分かる。
第15図にη2の変化に伴う相対出力り。を示す。図に
は比較の為に1 /L P/Eの場合も示した。l /
L P/EはT、及びre一定で計算した。
は比較の為に1 /L P/Eの場合も示した。l /
L P/EはT、及びre一定で計算した。
図に於けるLはη、−η、一定とした場合、つまりη、
を変化させない場合である。従ってLに於ける横軸のη
2は回転数の代替であると考えて頂きたい。図から明ら
かに1/H−LP/EのLとり。の差は、1./LP/
Eのそれより大きい。
を変化させない場合である。従ってLに於ける横軸のη
2は回転数の代替であると考えて頂きたい。図から明ら
かに1/H−LP/EのLとり。の差は、1./LP/
Eのそれより大きい。
出力とトルクの関係は
出カートルク×回転数
であり、通常2軸再生式ガスタービンでは出ノJタービ
ン効率η2一定であれば最大出カ一定でトルク回転速度
特性は双曲線状になり、回転速度の低下と共にトルクが
増す。ところが、本発明1/H・LP/Eでは出力ター
ビン回転数が低下する程、出力りが増加する。よって本
発明は低速高負荷に於けるトルク比が従来より増す事に
なる。
ン効率η2一定であれば最大出カ一定でトルク回転速度
特性は双曲線状になり、回転速度の低下と共にトルクが
増す。ところが、本発明1/H・LP/Eでは出力ター
ビン回転数が低下する程、出力りが増加する。よって本
発明は低速高負荷に於けるトルク比が従来より増す事に
なる。
出力タービンである高圧タービンHTと低圧タービンL
Tの回転数を変えたい場合の実施例を第16図に示す。
Tの回転数を変えたい場合の実施例を第16図に示す。
第16図のサイクルは第1図とまったく同じであるか、
ガス発生機軸上の中圧タービンITの前に高圧タービン
HTを回転自在に設置し、低圧タービン出力軸とHTを
歯車列Gにより結んだものである。歯車列Gの歯数比を
適当に選ぶ事により、高圧タービン回転数を高く、低圧
タービン回転数を低くする事ができる。
ガス発生機軸上の中圧タービンITの前に高圧タービン
HTを回転自在に設置し、低圧タービン出力軸とHTを
歯車列Gにより結んだものである。歯車列Gの歯数比を
適当に選ぶ事により、高圧タービン回転数を高く、低圧
タービン回転数を低くする事ができる。
従来技術に於ける3軸ガスタービンとしては、KTT(
Kronogard Turbine Transmi
sson) 3軸ガスタービンがある。KTTは2軸ガ
スタービンの出力タービンの前または後に補助タービン
を設は遊星歯車装置を通して出力軸または圧縮機軸にト
ルクを伝える事によりエンジンにトランスミッション機
能を持たせたものである。この方法は部分負荷のマツチ
ングの為に可変静翼を必要とする。
Kronogard Turbine Transmi
sson) 3軸ガスタービンがある。KTTは2軸ガ
スタービンの出力タービンの前または後に補助タービン
を設は遊星歯車装置を通して出力軸または圧縮機軸にト
ルクを伝える事によりエンジンにトランスミッション機
能を持たせたものである。この方法は部分負荷のマツチ
ングの為に可変静翼を必要とする。
何れにしてもKTTには中圧タービンを圧縮機駆動ター
ビンにしたものはない。
ビンにしたものはない。
以上から、本発明は可変機構を用いずに2軸再生式ガス
タービンの軽負荷域に於ける熱効率を改善し、また低速
高負荷域に於けるトルクを向上させる事ができる。よっ
て低燃費率で、加速性に優れた2軸再生式カスタービン
を世に提供する事ができる。
タービンの軽負荷域に於ける熱効率を改善し、また低速
高負荷域に於けるトルクを向上させる事ができる。よっ
て低燃費率で、加速性に優れた2軸再生式カスタービン
を世に提供する事ができる。
第1図は本発明の構成及びサイクルを示す図、第2図は
l/Ll)/Eサイクルを示す図、第3図は1/HP/
Eサイクルを示す図、第4図はαに対する熱効率η及び
比出力W。の関係を、第5図αに対する各タービン膨張
比の関係を示す図、第6図は圧ノJ比r、に対する熱効
率η及び相対出力Loの関係を示す図、第7図は圧力比
r、に対するタービン入口温度T4の関係を示す図、第
8図(a)は1軸3段タービンの相対比ツEL。に対す
る熱効率ηの関係を示す図。(b)はl/LP/Eのり
。に対するηの関係を示す図、第9図は1/LP/Eの
直列タービン特性を示す図、第10図は本発明の高圧タ
ービン出入口の相対修正流量を示す図、第11図は本発
明のプロペラ則運転に於ける各タービン流量を示す図、
第12図はタービン動翼入口の速度三角形、第13図は
タービン修正回転数をパラメータに膨張比と入口修正流
量の関係を示す図、第14図は低速高負荷に於ける高圧
タービン出入口の相対修正流量を示す図、第15図は出
力タービン断熱効率η2と相対出力■、0の関係、及び
η2を変化させない時の出力りの関係を示す図、第16
図は本発明の1実施例を示す図である。 第1図〜第3図及び第16図に於いてC:圧縮機、HT
、高圧タービン、IT:中圧タービン、LT:低圧ター
ビン、CC:燃焼器、HE・再生熱交換器、P:負荷、
G:歯車列。 ひっ ょト ■ (N C)、 町 樗 J ヴ 2 Nヘ一一二一一 ≦− −f 、l” くt
l/Ll)/Eサイクルを示す図、第3図は1/HP/
Eサイクルを示す図、第4図はαに対する熱効率η及び
比出力W。の関係を、第5図αに対する各タービン膨張
比の関係を示す図、第6図は圧ノJ比r、に対する熱効
率η及び相対出力Loの関係を示す図、第7図は圧力比
r、に対するタービン入口温度T4の関係を示す図、第
8図(a)は1軸3段タービンの相対比ツEL。に対す
る熱効率ηの関係を示す図。(b)はl/LP/Eのり
。に対するηの関係を示す図、第9図は1/LP/Eの
直列タービン特性を示す図、第10図は本発明の高圧タ
ービン出入口の相対修正流量を示す図、第11図は本発
明のプロペラ則運転に於ける各タービン流量を示す図、
第12図はタービン動翼入口の速度三角形、第13図は
タービン修正回転数をパラメータに膨張比と入口修正流
量の関係を示す図、第14図は低速高負荷に於ける高圧
タービン出入口の相対修正流量を示す図、第15図は出
力タービン断熱効率η2と相対出力■、0の関係、及び
η2を変化させない時の出力りの関係を示す図、第16
図は本発明の1実施例を示す図である。 第1図〜第3図及び第16図に於いてC:圧縮機、HT
、高圧タービン、IT:中圧タービン、LT:低圧ター
ビン、CC:燃焼器、HE・再生熱交換器、P:負荷、
G:歯車列。 ひっ ょト ■ (N C)、 町 樗 J ヴ 2 Nヘ一一二一一 ≦− −f 、l” くt
Claims (1)
- 高圧、中圧、低圧からなるタービン段の中圧タービンを
圧縮機と直結して圧縮機駆動タービンとし、高圧タービ
ンと低圧タービンを出力タービンとしてガス発生機軸に
対し回転自在に独立させ、圧縮機出口と高圧出力タービ
ン入口を再生熱交換器、燃焼器の順に結び、低圧出力タ
ービンを出たガスを再生熱交換器に送って排熱を回収す
る事によりなる1圧縮機軸高圧−低圧出力タービン式再
生サイクルガスタービン。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP19787690A JPH0486333A (ja) | 1990-07-27 | 1990-07-27 | 1圧縮機軸高圧一低圧出力タービン式再生サイクルガスタービン |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP19787690A JPH0486333A (ja) | 1990-07-27 | 1990-07-27 | 1圧縮機軸高圧一低圧出力タービン式再生サイクルガスタービン |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0486333A true JPH0486333A (ja) | 1992-03-18 |
Family
ID=16381790
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP19787690A Pending JPH0486333A (ja) | 1990-07-27 | 1990-07-27 | 1圧縮機軸高圧一低圧出力タービン式再生サイクルガスタービン |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH0486333A (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2008519192A (ja) * | 2004-11-02 | 2008-06-05 | アルストム テクノロジー リミテッド | タービン装置の最適なタービン段並びにタービン段の構成方法 |
-
1990
- 1990-07-27 JP JP19787690A patent/JPH0486333A/ja active Pending
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2008519192A (ja) * | 2004-11-02 | 2008-06-05 | アルストム テクノロジー リミテッド | タービン装置の最適なタービン段並びにタービン段の構成方法 |
JP4773452B2 (ja) * | 2004-11-02 | 2011-09-14 | アルストム テクノロジー リミテッド | タービン装置の最適なタービン段並びにタービン段の構成方法 |
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