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

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。

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。

〔従来の技術〕

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。

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。

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。

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。

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。

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。

〔発明が解決しようとする課題〕

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。

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。

〔課題を解決する為の手段〕

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。

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
。

〔作用〕

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。

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。

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。

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。

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
。

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。

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。

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。

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
。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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
。

※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。

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。

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。

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。

※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。

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。

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　。

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。

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。

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。

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。

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。

※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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

※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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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／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。

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。

※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。

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。

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
。

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。

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。

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。

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。

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。

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
。

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
。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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
。

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。

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。

※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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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
。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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□。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

〔実施例〕

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。

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。

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。

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。

〔効果〕

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。

【図面の簡単な説明】

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

Claims (1)

【特許請求の範囲】
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。