JPH0749776B2 - 燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法 - Google Patents
燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法Info
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- JPH0749776B2 JPH0749776B2 JP61277775A JP27777586A JPH0749776B2 JP H0749776 B2 JPH0749776 B2 JP H0749776B2 JP 61277775 A JP61277775 A JP 61277775A JP 27777586 A JP27777586 A JP 27777586A JP H0749776 B2 JPH0749776 B2 JP H0749776B2
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- F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
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- Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]
Description
【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は、燃料の化学エネルギを転化するために燃焼ガ
スタービンを使用する、機械エネルギ又は電力を生産す
るための動力発生方法に関する。
スタービンを使用する、機械エネルギ又は電力を生産す
るための動力発生方法に関する。
［従来の技術］ 燃料に含有された化学エネルギから機械エネルギ又は電
力を生産するために作用流体を機関に使用する場合、作
用流体を圧縮し、燃料の燃料後に燃料から放出されたエ
ネルギを該作用流体に熱として吸収させる。次にエネル
ギを吸収した該作用流体が膨張して機械エネルギを生産
するが、この場合該機械エネルギは発電機を駆動させる
のに使用可能である。未転化エネルギは熱の形で排気中
に除去されるが、この一部は回収して再使用可能であ
る。膨張段階に導入される作用流体の温度が最高値の時
に機関の効率も最大になる。
力を生産するために作用流体を機関に使用する場合、作
用流体を圧縮し、燃料の燃料後に燃料から放出されたエ
ネルギを該作用流体に熱として吸収させる。次にエネル
ギを吸収した該作用流体が膨張して機械エネルギを生産
するが、この場合該機械エネルギは発電機を駆動させる
のに使用可能である。未転化エネルギは熱の形で排気中
に除去されるが、この一部は回収して再使用可能であ
る。膨張段階に導入される作用流体の温度が最高値の時
に機関の効率も最大になる。
燃焼タービンの場合、加圧段階に空気圧縮を使用し、燃
料を直接燃焼して圧縮空気にする段階はエネルギ付加段
階である。タービン内における膨張によって機械エネル
ギが生産され、未転化熱はタービンの排気ガスによって
排出される。燃焼タービンの効率は、燃焼温度自体が最
高の時に最大となり、これは正規組成状態において、す
なわち完全燃焼用として過不足のない空気が存在する状
態において、加圧空気の存在により燃料が燃焼する時に
可能となる。
料を直接燃焼して圧縮空気にする段階はエネルギ付加段
階である。タービン内における膨張によって機械エネル
ギが生産され、未転化熱はタービンの排気ガスによって
排出される。燃焼タービンの効率は、燃焼温度自体が最
高の時に最大となり、これは正規組成状態において、す
なわち完全燃焼用として過不足のない空気が存在する状
態において、加圧空気の存在により燃料が燃焼する時に
可能となる。
しかしながら、燃料油が正規組成状態の下で空気の存在
で燃焼する時の温度は約2204℃（4000゜F）になり、こ
れはタービンの冶金学的限界を越えるものである。従っ
て、燃焼段階において熱希釈材の働きをして燃焼生成物
の温度を約1093℃（2000゜F）まで降下させる空気を多
量に使用しなければならない。空気の圧縮には機械エネ
ルギが必要であるからシステムから生産される正味動力
を減少させると共にシステムの全体効率を下げることに
なるので、過多量の加圧空気を必要とすることは、とり
もなおさずシステムに多量の付加荷重がかかることを意
味する。
で燃焼する時の温度は約2204℃（4000゜F）になり、こ
れはタービンの冶金学的限界を越えるものである。従っ
て、燃焼段階において熱希釈材の働きをして燃焼生成物
の温度を約1093℃（2000゜F）まで降下させる空気を多
量に使用しなければならない。空気の圧縮には機械エネ
ルギが必要であるからシステムから生産される正味動力
を減少させると共にシステムの全体効率を下げることに
なるので、過多量の加圧空気を必要とすることは、とり
もなおさずシステムに多量の付加荷重がかかることを意
味する。
現存する燃焼タービンサイクルの別の欠点は、加圧段階
に空気の圧縮を必要とすることである。これはエネルギ
の最高形態である熱エネルギに変わる機械エネルギを必
要とするが故に気体の圧縮は極めて非能率的である。空
気圧縮に必要な機械エネルギは、段間冷却の使用によっ
て、すなわち多段式圧縮方法の連続段階相互間において
圧縮空気の温度を下げることによって軽減可能となる。
しかしながら、サイクルの全体効率を考慮すれば、中間
冷却器の圧縮空気から除去した熱を効果的に回収して利
用可能な場合にのみ段間冷却が作用可能である。熱を大
気中に戻すだけであれば、中間冷却器を介して失われる
エネルギを補償するために比較的多くの燃料を消費する
ことになるので、全サイクル効率は実際に低下する。従
って、商業的な慣例では単に熱を除去するよりは、圧縮
空気流の熱を保持するような、高い馬力の圧縮機が必要
になってきている。
に空気の圧縮を必要とすることである。これはエネルギ
の最高形態である熱エネルギに変わる機械エネルギを必
要とするが故に気体の圧縮は極めて非能率的である。空
気圧縮に必要な機械エネルギは、段間冷却の使用によっ
て、すなわち多段式圧縮方法の連続段階相互間において
圧縮空気の温度を下げることによって軽減可能となる。
しかしながら、サイクルの全体効率を考慮すれば、中間
冷却器の圧縮空気から除去した熱を効果的に回収して利
用可能な場合にのみ段間冷却が作用可能である。熱を大
気中に戻すだけであれば、中間冷却器を介して失われる
エネルギを補償するために比較的多くの燃料を消費する
ことになるので、全サイクル効率は実際に低下する。従
って、商業的な慣例では単に熱を除去するよりは、圧縮
空気流の熱を保持するような、高い馬力の圧縮機が必要
になってきている。
前記制限を配慮しても、燃料中の化学エネルギを機械エ
ネルギに転化するために作用流体を使用する機関を最高
温度で操作可能であるが故に、燃焼タービン機関の使用
が極めて望ましい。しかしながら、燃焼タービン機関に
固有なことであるが、排気温度が高いので、サイクルの
効率は限定され、その結果、機関からの排気ガスは蒸気
タービンの如き別の機関を運転するための熱源として使
用され、燃料の全使用効率を増加させる。かかるシステ
ムを複合サイクルシステムと称して工業界にて広範に使
用されている。燃焼タービンの排気ガスに含まれるエネ
ルギの別の使用法は、加熱蒸気を上昇させて燃焼タービ
ンの燃焼器に戻すべく注入することであり、これは例え
ば米国特許第3,978,661号に記載されている。更に別の
方法は、機関の排気ガスに対抗して圧縮機を離れる空気
を予熱すると同時に圧縮中に段間冷却を使用することで
ある（ケントの機械技術者用便欄、1950年参照）。
ネルギに転化するために作用流体を使用する機関を最高
温度で操作可能であるが故に、燃焼タービン機関の使用
が極めて望ましい。しかしながら、燃焼タービン機関に
固有なことであるが、排気温度が高いので、サイクルの
効率は限定され、その結果、機関からの排気ガスは蒸気
タービンの如き別の機関を運転するための熱源として使
用され、燃料の全使用効率を増加させる。かかるシステ
ムを複合サイクルシステムと称して工業界にて広範に使
用されている。燃焼タービンの排気ガスに含まれるエネ
ルギの別の使用法は、加熱蒸気を上昇させて燃焼タービ
ンの燃焼器に戻すべく注入することであり、これは例え
ば米国特許第3,978,661号に記載されている。更に別の
方法は、機関の排気ガスに対抗して圧縮機を離れる空気
を予熱すると同時に圧縮中に段間冷却を使用することで
ある（ケントの機械技術者用便欄、1950年参照）。
上記システムは、燃料中の化学エネルギの全使用率が高
いことを示しているが、本明細書中にて後文で説明する
ように、本発明の固有特性を有する工程を用いる方が更
に効果的である。
いことを示しているが、本明細書中にて後文で説明する
ように、本発明の固有特性を有する工程を用いる方が更
に効果的である。
空気圧縮機の中間冷却器内に排出される熱の温度が低く
過ぎて蒸気発生装置の如く回収して効果的に利用するこ
とは不可能であるが故に、複合サイクルは空気圧縮機の
中間冷却の利点を完全に利用していない。アグネットに
よる米国特許3,335,565号の記載では、この少しの量の
熱がボイラ給水の予熱用として回収されているが、蓄え
られたガスと共に排出される熱をより多く必要とする結
果を招き、熱回収やサイクル効率の正味の増加は、もし
あったとしてもほとんどないという結果となる。最近提
案されていることは、中間冷却装置として空気流に水を
直接噴射することである。しかしながら、これには二つ
の欠点がある。第１は、中間冷却段階を離脱する空気の
温度が、飽和空気の露点温度によって制限されることで
ある。同様に、中間冷却器内の空気の水を直接噴射する
ことによって、熱希釈材として働く追加水蒸気を、中間
冷却後に連続段階にて圧縮する必要があるので、圧縮力
を節減するものとして水蒸気を用いるという利点を充分
に利用していることになる。
過ぎて蒸気発生装置の如く回収して効果的に利用するこ
とは不可能であるが故に、複合サイクルは空気圧縮機の
中間冷却の利点を完全に利用していない。アグネットに
よる米国特許3,335,565号の記載では、この少しの量の
熱がボイラ給水の予熱用として回収されているが、蓄え
られたガスと共に排出される熱をより多く必要とする結
果を招き、熱回収やサイクル効率の正味の増加は、もし
あったとしてもほとんどないという結果となる。最近提
案されていることは、中間冷却装置として空気流に水を
直接噴射することである。しかしながら、これには二つ
の欠点がある。第１は、中間冷却段階を離脱する空気の
温度が、飽和空気の露点温度によって制限されることで
ある。同様に、中間冷却器内の空気の水を直接噴射する
ことによって、熱希釈材として働く追加水蒸気を、中間
冷却後に連続段階にて圧縮する必要があるので、圧縮力
を節減するものとして水蒸気を用いるという利点を充分
に利用していることになる。
フートによる米国特許2,869,324号は空気及び水の双方
を予熱した後で、圧縮空気の中に水を入れて蒸発させる
ことが記載されている。しかしながら、この蒸発手段
は、空気と水が蒸発器を互いに平衡に保ったままにして
いるので、空気の有効な給湿を達成するためにより高温
レベルにする必要があり、この水蒸発による方法は、低
温において飽和装置に空気を入れることを利用し得る本
発明よりも効率が低い。
を予熱した後で、圧縮空気の中に水を入れて蒸発させる
ことが記載されている。しかしながら、この蒸発手段
は、空気と水が蒸発器を互いに平衡に保ったままにして
いるので、空気の有効な給湿を達成するためにより高温
レベルにする必要があり、この水蒸発による方法は、低
温において飽和装置に空気を入れることを利用し得る本
発明よりも効率が低い。
水は一定温度で蒸発するが、（蒸発の発生）、熱発生温
度は可変なので、蒸気サイクルは固有の不可逆性を有す
る。第５図の線図は熱発生曲線と水蒸発線を示す。
度は可変なので、蒸気サイクルは固有の不可逆性を有す
る。第５図の線図は熱発生曲線と水蒸発線を示す。
上記線図から判明するように、蒸気発生と共に、熱源と
熱吸収流体との間にて僅かな温度差を保持不能となるの
で、システムの不可逆性が高くなり、効率が低下する。
熱吸収流体との間にて僅かな温度差を保持不能となるの
で、システムの不可逆性が高くなり、効率が低下する。
複合サイクル設備には、追加装置としての蒸気タービン
発電機、蒸気ドラム、蒸気タービンの排気ガスを凝縮す
るための表面復水器及び該表面復水器からの熱を大気中
へ戻すための冷却塔を必要とするが故に高価になる。
発電機、蒸気ドラム、蒸気タービンの排気ガスを凝縮す
るための表面復水器及び該表面復水器からの熱を大気中
へ戻すための冷却塔を必要とするが故に高価になる。
複合サイクルと同じ理由で、蒸気噴射サイクルも空気圧
縮機の中間冷却の利点を完全に利用することは出来な
い。同様に、このサイクルにも蒸気発生が伴うので、蒸
気タービン発電機、表面復水器及び冷却塔を使用しない
が、空気の一部を蒸気に代えることにより空気圧縮の付
加荷重が減少するにもかかわらず、複合サイクルに関し
て説明したものと同じ不可逆性が伴う。これは、燃焼器
に液体水を直接噴射する型式で、「ターボジェット機関
用の各種スラスト増大サイクルの理論分析」の名称のビ
ー・エル・ランダム（B.L.Lundin）による1950年発行の
NASAリポート第TR−981号に記載されている水噴射サイ
クルを改良したものである。噴射水によって希釈空気の
一部は移動するが、これに伴う不可逆性が著しい。燃焼
器における液体水の蒸発には、最高温度における燃料か
らのエネルギを必要とするので、効率が全体的に低下す
る。同様に水噴射サイクルの場合、タービンの排気ガス
から入手可能な熱は、使用可能な状態のままである。
縮機の中間冷却の利点を完全に利用することは出来な
い。同様に、このサイクルにも蒸気発生が伴うので、蒸
気タービン発電機、表面復水器及び冷却塔を使用しない
が、空気の一部を蒸気に代えることにより空気圧縮の付
加荷重が減少するにもかかわらず、複合サイクルに関し
て説明したものと同じ不可逆性が伴う。これは、燃焼器
に液体水を直接噴射する型式で、「ターボジェット機関
用の各種スラスト増大サイクルの理論分析」の名称のビ
ー・エル・ランダム（B.L.Lundin）による1950年発行の
NASAリポート第TR−981号に記載されている水噴射サイ
クルを改良したものである。噴射水によって希釈空気の
一部は移動するが、これに伴う不可逆性が著しい。燃焼
器における液体水の蒸発には、最高温度における燃料か
らのエネルギを必要とするので、効率が全体的に低下す
る。同様に水噴射サイクルの場合、タービンの排気ガス
から入手可能な熱は、使用可能な状態のままである。
蒸気噴射サイクルにおいて蒸気発生用として使用する熱
は必要なものよりはるかに高品質すなわち、高温度レベ
ルである。例えば、代表的なものとして、圧力比11で作
動する燃焼タービンの場合、噴射に必要な蒸気圧は少な
くとも14.1kgf/cm2（200psia）でなければならない。該
蒸気の相応する飽和温度は約194℃（382゜F）である。
これには熱源がはるかに高い温度において有効であるこ
とが必要であり、単に約216℃（420゜F）までの熱であ
れば、不合理な温度変化なしで使用可能である。
は必要なものよりはるかに高品質すなわち、高温度レベ
ルである。例えば、代表的なものとして、圧力比11で作
動する燃焼タービンの場合、噴射に必要な蒸気圧は少な
くとも14.1kgf/cm2（200psia）でなければならない。該
蒸気の相応する飽和温度は約194℃（382゜F）である。
これには熱源がはるかに高い温度において有効であるこ
とが必要であり、単に約216℃（420゜F）までの熱であ
れば、不合理な温度変化なしで使用可能である。
中間冷却式回生サイクルは、空気圧縮段階中に中間冷却
を使用し、圧縮空気は空気が燃焼器に入る前にタービン
の排気ガスに対抗して予熱される。このサイクルでの最
適圧力比は約６〜７である。中間冷却器において解放さ
れる熱は全てが大気中で失われる。同様に空気予熱装置
を出るガスの温度は約260℃（500゜F）で、該ガスが有
する熱は全て浪費される。全ての熱希釈材が圧縮される
と寄生荷重が大きくなるので、システムの全体効率は低
下する。
を使用し、圧縮空気は空気が燃焼器に入る前にタービン
の排気ガスに対抗して予熱される。このサイクルでの最
適圧力比は約６〜７である。中間冷却器において解放さ
れる熱は全てが大気中で失われる。同様に空気予熱装置
を出るガスの温度は約260℃（500゜F）で、該ガスが有
する熱は全て浪費される。全ての熱希釈材が圧縮される
と寄生荷重が大きくなるので、システムの全体効率は低
下する。
Martinkaの米国特許第2,186,706号では給湿段階で、圧
縮空気と加熱水とを直接接触させることによって燃焼用
空気の一部分を水蒸気で置換する。
縮空気と加熱水とを直接接触させることによって燃焼用
空気の一部分を水蒸気で置換する。
この給湿段階で必要な熱は空気圧縮機の中間冷却器によ
って供給される。システムの補給水はガスタービン排気
から追加の熱を捕捉する。かかるシステムの正味効果
は、空気圧縮の寄生負荷の低減、従ってサイクル効率の
増加にある。
って供給される。システムの補給水はガスタービン排気
から追加の熱を捕捉する。かかるシステムの正味効果
は、空気圧縮の寄生負荷の低減、従ってサイクル効率の
増加にある。
Nakamura等の米国特許第4,537,023号は米国特許第2,18
6,706号と同様のシステムを開示しており、空気圧縮機
の最終冷却器が使用されている。最終冷却器は給湿器か
ら出る水の温度を低下させ、これにより低レベルの熱を
かなりの程度まで回収し得る。冷却器の付加によって得
られる加熱速度の低減はNakamura等の特許で示されたデ
ータによれば約1.4％である。
6,706号と同様のシステムを開示しており、空気圧縮機
の最終冷却器が使用されている。最終冷却器は給湿器か
ら出る水の温度を低下させ、これにより低レベルの熱を
かなりの程度まで回収し得る。冷却器の付加によって得
られる加熱速度の低減はNakamura等の特許で示されたデ
ータによれば約1.4％である。
Martinkaのシステム及びNakamura等のシステムのいずれ
においても、熱は煙突から出るガスを介してサイクルか
ら廃棄される。熱廃棄は熱力学第二法則の結果であり、
熱を動力に転化するいかなる動力サイクルでもある程度
の熱廃棄はやむを得ない。サイクル効率を向上させるに
は、廃棄熱量を最小にするだけでなく、廃棄熱の温度を
最小にすることも重要である。Martinkaのシステム及び
Nakamura等のシステムのいずれにおいても、廃棄熱の質
が煙突の温度のみによって設定されるので、この温度が
サイクル効率の制約になる。
においても、熱は煙突から出るガスを介してサイクルか
ら廃棄される。熱廃棄は熱力学第二法則の結果であり、
熱を動力に転化するいかなる動力サイクルでもある程度
の熱廃棄はやむを得ない。サイクル効率を向上させるに
は、廃棄熱量を最小にするだけでなく、廃棄熱の温度を
最小にすることも重要である。Martinkaのシステム及び
Nakamura等のシステムのいずれにおいても、廃棄熱の質
が煙突の温度のみによって設定されるので、この温度が
サイクル効率の制約になる。
［発明が解決しようとする課題］ 従来の燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法には、
以上のような問題点がある。
以上のような問題点がある。
本発明の目的は、主要構成要素が少なく小形で単純なシ
ステムにおいて使用燃料から動力を高効率で発生させ得
る燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法を提供する
ことにある。
ステムにおいて使用燃料から動力を高効率で発生させ得
る燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法を提供する
ことにある。
［課題を解決するための手段］ 本発明によれば、前述の目的は、燃焼ガスタービンを使
用する動力発生方法であって、空気を所定の圧力に圧縮
する段階と、圧縮する段階における中間段冷却及び後段
冷却の少なくとも一方を循環水によって実行し、圧縮さ
れた空気を給湿するために使用すべく該循環水を加熱す
る熱交換段階と、熱交換段階に連続して前述の熱交換さ
れた空気から外部水を介して熱を廃棄する段階と、多段
対向流行程において前述の圧縮されると共に熱廃棄され
た空気を前述の加熱された循環水に接触させてガス状媒
体を形成する給湿段階と、ガス状媒体中で燃料を燃焼さ
せる段階と、動力発生用のガスタービンを駆動する段階
とを備えている動力発生方法によって達成される。
用する動力発生方法であって、空気を所定の圧力に圧縮
する段階と、圧縮する段階における中間段冷却及び後段
冷却の少なくとも一方を循環水によって実行し、圧縮さ
れた空気を給湿するために使用すべく該循環水を加熱す
る熱交換段階と、熱交換段階に連続して前述の熱交換さ
れた空気から外部水を介して熱を廃棄する段階と、多段
対向流行程において前述の圧縮されると共に熱廃棄され
た空気を前述の加熱された循環水に接触させてガス状媒
体を形成する給湿段階と、ガス状媒体中で燃料を燃焼さ
せる段階と、動力発生用のガスタービンを駆動する段階
とを備えている動力発生方法によって達成される。
［作 用］ 本発明の燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法によ
れば、圧縮段階における空気は、熱交換段階によって中
間段冷却及び後段冷却の少なくとも一方を循環水によっ
て実行されると共に、熱交換段階に連続する熱廃棄段階
によって外部水を介して熱が廃棄される。この圧縮され
ると共に熱廃棄された空気は、給湿段階の多段対向流行
程において、熱交換段階で加熱された循環水と接触して
ガス状媒体を形成し、このガス状媒体中で燃料が燃焼さ
れて動力発生用のガスタービンを駆動する。
れば、圧縮段階における空気は、熱交換段階によって中
間段冷却及び後段冷却の少なくとも一方を循環水によっ
て実行されると共に、熱交換段階に連続する熱廃棄段階
によって外部水を介して熱が廃棄される。この圧縮され
ると共に熱廃棄された空気は、給湿段階の多段対向流行
程において、熱交換段階で加熱された循環水と接触して
ガス状媒体を形成し、このガス状媒体中で燃料が燃焼さ
れて動力発生用のガスタービンを駆動する。
従って、本発明の動力発生方法によれば、圧縮空気を循
環水に直接接触させて、かつ多段対向流で給湿している
ため、熱力学的効果を高めることができ、スチームボイ
ラ等を使用することなく比較的低い温度で空気に対して
給湿し得る。しかも、圧縮空気は循環水によって熱交換
された後で外部水によって更に熱が廃棄されるため、空
気を熱希釈及び作動流体とするための給湿工程をかなり
低い温度で実行し得、圧縮及び給湿段階での温度を低下
させると共にタービンにおける膨張段階をより高い圧力
比で行い得、熱サイクル効率を大幅に向上させ得る。し
かも、システム全体を構成する各装置を小形軽量化し得
る。その結果、主要構成要素が少なく小形で単純なシス
テムにおいて使用燃料から動力を高効率で発生させ得
る。
環水に直接接触させて、かつ多段対向流で給湿している
ため、熱力学的効果を高めることができ、スチームボイ
ラ等を使用することなく比較的低い温度で空気に対して
給湿し得る。しかも、圧縮空気は循環水によって熱交換
された後で外部水によって更に熱が廃棄されるため、空
気を熱希釈及び作動流体とするための給湿工程をかなり
低い温度で実行し得、圧縮及び給湿段階での温度を低下
させると共にタービンにおける膨張段階をより高い圧力
比で行い得、熱サイクル効率を大幅に向上させ得る。し
かも、システム全体を構成する各装置を小形軽量化し得
る。その結果、主要構成要素が少なく小形で単純なシス
テムにおいて使用燃料から動力を高効率で発生させ得
る。
本発明による動力発生方法の好ましい特徴によれば、給
湿段階は、外部の加熱源によって加熱された水を使用す
るのがよい。
湿段階は、外部の加熱源によって加熱された水を使用す
るのがよい。
本発明による動力発生方法の他の好ましい特徴によれ
ば、全圧縮比が6:1から34:1であるのがよい。
ば、全圧縮比が6:1から34:1であるのがよい。
本発明による動力発生方法の更に他の好ましい特徴によ
れば、ガス状媒体の水蒸気が乾燥空気0.45kg（１ポン
ド）当り0.12から0.23kg（0.26から0.5ポンド）である
のがよい。
れば、ガス状媒体の水蒸気が乾燥空気0.45kg（１ポン
ド）当り0.12から0.23kg（0.26から0.5ポンド）である
のがよい。
本発明による動力発生方法の更に他の好ましい特徴によ
れば、燃料がガスタービンの排気によって予加熱される
段階を備えているのがよい。
れば、燃料がガスタービンの排気によって予加熱される
段階を備えているのがよい。
本発明による動力発生方法の更に他の好ましい特徴によ
れば、ガス状媒体が、中間段での冷却、後段での冷却、
及びガスタービンの排気によって夫々加熱された循環水
を使用して給湿されるのがよい。
れば、ガス状媒体が、中間段での冷却、後段での冷却、
及びガスタービンの排気によって夫々加熱された循環水
を使用して給湿されるのがよい。
［実施例］ 以下、本発明の理解を助けるために、第１図を参照しな
がら、燃焼ガスタービンを使用する動力発生システムの
概略構成を説明する。路線１からの空気は、４において
軸方向に相互連結する２段階式空気圧縮機２及び３の第
１段に導入される。路線５を介して圧縮機２の第１段か
ら出る圧縮空気は約149℃（300゜F）〜204℃（400゜F）
の温度であり、熱交換器６を通過する時に路線７を通過
する水と熱交換する。かくして圧縮空気の温度は約４℃
（40゜F）〜121℃（250゜F）、代表的には約21℃（70゜
F）〜60℃（140゜F）まで降下し、その後で路線８を通
って空気圧縮機の第２段、すなわち３に到る。
がら、燃焼ガスタービンを使用する動力発生システムの
概略構成を説明する。路線１からの空気は、４において
軸方向に相互連結する２段階式空気圧縮機２及び３の第
１段に導入される。路線５を介して圧縮機２の第１段か
ら出る圧縮空気は約149℃（300゜F）〜204℃（400゜F）
の温度であり、熱交換器６を通過する時に路線７を通過
する水と熱交換する。かくして圧縮空気の温度は約４℃
（40゜F）〜121℃（250゜F）、代表的には約21℃（70゜
F）〜60℃（140゜F）まで降下し、その後で路線８を通
って空気圧縮機の第２段、すなわち３に到る。
路線10を介して空気圧縮機から出る圧縮空気の温度は約
149℃（300゜F）〜約204℃（400゜F）であり、熱交換器
11を通過する時に路線12を通る水と熱交換する。従って
圧縮空気の温度は約４℃（40゜F）〜121℃（250F）、代
表的には約46℃（115゜F）〜93℃（200゜F）まで降下す
る。
149℃（300゜F）〜約204℃（400゜F）であり、熱交換器
11を通過する時に路線12を通る水と熱交換する。従って
圧縮空気の温度は約４℃（40゜F）〜121℃（250F）、代
表的には約46℃（115゜F）〜93℃（200゜F）まで降下す
る。
路線７の水は熱交換器６内における熱交換の後で約149
℃（300゜F）〜約204℃（400゜F）の温度で飽和装置15
の頂部に導入される。該飽和装置内部において、空気と
水は多段階において逆流方向に接触するので、熱力学的
効率が改良される。これは本発明の重要な特徴の一つで
ある。飽和装置の作用圧力は約14.1〜42.2kgf/cm2（約2
00〜600psi）で、該温度における水の温度は約149℃（3
00゜F）〜約204℃（400゜F）である。蒸発後に残留する
水は路線16を介して飽和装置15の底部から除去され、必
要に応じて、望ましくは17において吸込まれ、熱廃棄用
交換器18及び路線19を介して路線７及び熱交換器６に到
るか又は路線13及び12を介して熱交換器11に到る。
℃（300゜F）〜約204℃（400゜F）の温度で飽和装置15
の頂部に導入される。該飽和装置内部において、空気と
水は多段階において逆流方向に接触するので、熱力学的
効率が改良される。これは本発明の重要な特徴の一つで
ある。飽和装置の作用圧力は約14.1〜42.2kgf/cm2（約2
00〜600psi）で、該温度における水の温度は約149℃（3
00゜F）〜約204℃（400゜F）である。蒸発後に残留する
水は路線16を介して飽和装置15の底部から除去され、必
要に応じて、望ましくは17において吸込まれ、熱廃棄用
交換器18及び路線19を介して路線７及び熱交換器６に到
るか又は路線13及び12を介して熱交換器11に到る。
このように中間冷却器及び最終冷却器から低レベル熱が
大気中に廃棄される。
大気中に廃棄される。
主として約121℃（250゜F）〜約177℃（350゜F）の飽和
空気である給湿空気は、路線20を介して飽和装置15から
出て熱回収装置21を通過する時にタービン22からの排気
ガスと熱交換し、燃焼器24に導入される前に飽和空気を
予熱する。燃焼用燃料は路線25を介して導入され、路線
26を介して出るガス状燃焼生成物によってタービン22が
駆動する。該タービンは、４において空気圧縮機と、発
電機30とに軸方向において連結する。該圧縮機、タービ
ン及び発電機を単一回転軸に連結するものとして説明図
示するが、当業者には容易に理解されるように、当然の
ことながら他の構造も使用可能である。
空気である給湿空気は、路線20を介して飽和装置15から
出て熱回収装置21を通過する時にタービン22からの排気
ガスと熱交換し、燃焼器24に導入される前に飽和空気を
予熱する。燃焼用燃料は路線25を介して導入され、路線
26を介して出るガス状燃焼生成物によってタービン22が
駆動する。該タービンは、４において空気圧縮機と、発
電機30とに軸方向において連結する。該圧縮機、タービ
ン及び発電機を単一回転軸に連結するものとして説明図
示するが、当業者には容易に理解されるように、当然の
ことながら他の構造も使用可能である。
ガスタービンからの加熱排気ガスは、熱回収装置21を通
過する時に水と熱交換し、図示の如く飽和装置15内での
給湿のため水を適当な温度に加熱する。かくて、これに
よって路線31を通る水を図示の如く熱回収装置に導入し
てもよい。更に、当然のことながら、必要に応じてポン
プ33によって路線32を介して補給水を追加可能である。
過する時に水と熱交換し、図示の如く飽和装置15内での
給湿のため水を適当な温度に加熱する。かくて、これに
よって路線31を通る水を図示の如く熱回収装置に導入し
てもよい。更に、当然のことながら、必要に応じてポン
プ33によって路線32を介して補給水を追加可能である。
以下、図２を参照しながら本発明の実施例を説明する。
この実施例では、熱廃棄が交換器35で行われる。交換器
35において、最終冷却器11からの圧縮空気が水と熱交換
して水温を上昇させ、この冷却された圧縮空気は飽和器
15の下部に導入される。中間冷却器からの圧縮空気を多
段圧縮器の第二段に導入する直前に冷却水又は冷媒と熱
交換させる交換器37においても熱廃棄が行なわれるよう
に構成してもよい。この実施例においては、補給水はラ
イン７で水と合流し中間冷却器６に入る前に交換器３内
での熱交換によって加熱される。
この実施例では、熱廃棄が交換器35で行われる。交換器
35において、最終冷却器11からの圧縮空気が水と熱交換
して水温を上昇させ、この冷却された圧縮空気は飽和器
15の下部に導入される。中間冷却器からの圧縮空気を多
段圧縮器の第二段に導入する直前に冷却水又は冷媒と熱
交換させる交換器37においても熱廃棄が行なわれるよう
に構成してもよい。この実施例においては、補給水はラ
イン７で水と合流し中間冷却器６に入る前に交換器３内
での熱交換によって加熱される。
本発明の方法を、独立した動力発生サイクルとして説明
した。所望の場合、エネルギ変換効率を更に改良するた
めの別の処理装置に本発明方法を組み込んでもよい。同
時発生装置の構成では、高熱タービンの排気が別の用途
の蒸気を発生させるために利用されるであろう。逆に、
給湿段階への熱水の供給量を増加するために、サイクル
を別の方法の熱回収プロセスに組み込んでもよい。給湿
が低温で行なわれタービンの膨張段階がより高い圧力比
で生じるので、本発明の動力サイクルは低温レベルの熱
を多量に発生するプラント、例えば石炭乾留プラント又
は地熱利用プラントに組み込んで別の動力サイクルより
も広く使用できる。
した。所望の場合、エネルギ変換効率を更に改良するた
めの別の処理装置に本発明方法を組み込んでもよい。同
時発生装置の構成では、高熱タービンの排気が別の用途
の蒸気を発生させるために利用されるであろう。逆に、
給湿段階への熱水の供給量を増加するために、サイクル
を別の方法の熱回収プロセスに組み込んでもよい。給湿
が低温で行なわれタービンの膨張段階がより高い圧力比
で生じるので、本発明の動力サイクルは低温レベルの熱
を多量に発生するプラント、例えば石炭乾留プラント又
は地熱利用プラントに組み込んで別の動力サイクルより
も広く使用できる。
また、このサイクルにはより高い圧力比が適しているの
で、サイクルを再熱タービンで使用するとより効率的で
ある。再熱タービンに於いては、第一タービンが高圧で
作動して部分膨張が生じ、追加燃料が第二燃焼器で燃焼
し、高熱ガスが第二タービン内でほぼ大気圧まで膨張す
る。冷却水への熱廃棄状態を第３図に圧力比対サイクル
熱効率のプロットとして示す。比較のためにNakamura等
のシステムによる同様のプロットを同じく第３図に示
す。これらの効率は、以下の如く設定されたNakamura等
の特許と等しい設計基準を使用して算出されたものであ
る。
で、サイクルを再熱タービンで使用するとより効率的で
ある。再熱タービンに於いては、第一タービンが高圧で
作動して部分膨張が生じ、追加燃料が第二燃焼器で燃焼
し、高熱ガスが第二タービン内でほぼ大気圧まで膨張す
る。冷却水への熱廃棄状態を第３図に圧力比対サイクル
熱効率のプロットとして示す。比較のためにNakamura等
のシステムによる同様のプロットを同じく第３図に示
す。これらの効率は、以下の如く設定されたNakamura等
の特許と等しい設計基準を使用して算出されたものであ
る。
例1:Nakamuraの方法 （Ｉ） 条 件 （ａ）効 率 圧縮機断熱効率 ηＣ＝0.89 タービン断熱効率 ηＴ＝0.91 機械的効率 ηＭ＝0.99 発電機効率 ηＧ＝0.985 燃焼効率 ηＢ＝0.999 （ｂ）圧縮機入口の周囲空気条件 温度 15℃ 圧力 1.033ata 相対湿度 60％ 流 量 乾燥空気 1Kgモル／秒 水 0.0101Kgモル／秒 （ｃ）燃 料 種 類 天然ガス 温 度 15℃ 高温加熱値（０℃） 245,200Kcal/Kgモル 低温加熱価（０℃） 221,600Kcal/Kgモル （ｄ）総圧力損 15.2％ （ｅ）補給水 温 度 15℃ 流 量 0.132Kgモル／秒 （ｆ）タービン入口条件 圧 力 6ata 温 度 1,000℃ （ｇ）熱交換器の最小温度差 高温再生器R1 30℃ 低温再生器R2 20℃ 燃料予熱器R3 30℃ 中間冷却器IC 20℃ （ｈ）その他 燃料、補給水及び交換塔底水の圧縮力は無視できるが、
総補助動力は発電機出力の0.3％とする。またタービン
冷却用空気の所要量を決めるときは、再生ガスタービン
サイクルでの低温圧縮空気の利用度を配慮する。
総補助動力は発電機出力の0.3％とする。またタービン
冷却用空気の所要量を決めるときは、再生ガスタービン
サイクルでの低温圧縮空気の利用度を配慮する。
（II） 結 果 （ａ）廃ガス 温 度 82.7℃ 流 量 1.15Kgモル／秒 （ｂ）圧縮機出口温度（AC2） 148℃ （ｃ）送り端動力出力 8690KW （ｄ）送り端熱効率（LHV） 50.2％ 例2:RAOの方法 （Ｉ） 条 件 （ａ）効 率 圧縮機断熱効率 ηＣ＝0.89 タービン断熱効率 ηＴ＝0.91 機械的効率 ηＭ＝0.99 発生効率 ηＧ＝0.985 燃焼効率 ηＢ＝0.999 （ｂ）圧縮機入口の周囲空気条件 温度 15℃ 圧力 1.033ata 相対湿度 60％ 流 量 乾燥空気 1Kgモル／秒 水 0.0101Kgモル／秒 （ｃ）燃 料 種 類 天然ガス 温 度 15℃ 高温加熱値（０℃） 245,200Kcal/Kgモル 低温加熱値（０℃） 221,600Kcal/Kgモル （ｄ）総圧力損 15.2％ （ｅ）補給水 温 度 15℃ 流 量 0.144Kgモル／秒 （ｆ）タービン入口条件 圧 力 6ata 温 度 1,000℃ （ｇ）熱交換器の最小温度差及び／又は交換器の出口条
件 高温再生器R1 30℃ 低温再生器R2 20℃ 燃料予熱器R3 30℃ 中間冷却器IC 20℃ 自己加熱交換器（SP） 20℃ 中間冷却器出口IC2 35℃ 廃棄最終冷却器RAC 48℃ （ｈ）その他 燃料、補給水及び交換塔底水の圧縮力は無視できるが、
総補助動力は発生機出力の0.3％とする。またタービン
冷却用空気の所要量を決めるときは、再生ガスタービン
サイクルでの低温圧縮空気の利用度を配慮する。
件 高温再生器R1 30℃ 低温再生器R2 20℃ 燃料予熱器R3 30℃ 中間冷却器IC 20℃ 自己加熱交換器（SP） 20℃ 中間冷却器出口IC2 35℃ 廃棄最終冷却器RAC 48℃ （ｈ）その他 燃料、補給水及び交換塔底水の圧縮力は無視できるが、
総補助動力は発生機出力の0.3％とする。またタービン
冷却用空気の所要量を決めるときは、再生ガスタービン
サイクルでの低温圧縮空気の利用度を配慮する。
（II） 結 果 （ａ）廃ガス 温 度 75.6℃ 流 量 1.18Kgモル／秒 （ｂ）圧縮機出口温度（AC2） 157℃ （ｃ）送り端動力出力 10947KW （ｄ）送り端熱効率（LHV） 51.06％ Nakamura等のシステムはガスタービン燃焼温度1000℃
（1832゜F）のとき圧力比約６でピーク効率を示す。し
かしながら本発明のサイクルは、同じ1000℃（1832゜
F）のガスタービン燃焼温度のとき圧力比約10.5でピー
ク効率を示す。二つのシステムのピーク性能を比較する
と、本発明による方法の加熱レートはNakamura等のシス
テムよりも約1.6％低い。これはNakamura等の方法より
も高度な改良であり、最終冷却器の使用によって得られ
らものである。また本発明の方法では、例えば6:1〜34:
1の範囲のより高い圧力比を使用し、エンジンの比出力
を増加させることが可能である。
（1832゜F）のとき圧力比約６でピーク効率を示す。し
かしながら本発明のサイクルは、同じ1000℃（1832゜
F）のガスタービン燃焼温度のとき圧力比約10.5でピー
ク効率を示す。二つのシステムのピーク性能を比較する
と、本発明による方法の加熱レートはNakamura等のシス
テムよりも約1.6％低い。これはNakamura等の方法より
も高度な改良であり、最終冷却器の使用によって得られ
らものである。また本発明の方法では、例えば6:1〜34:
1の範囲のより高い圧力比を使用し、エンジンの比出力
を増加させることが可能である。
第４図はサイクル熱効率を給湿段階に導入される温度の
関数として示すプロットである。このプロットによれ
ば、給湿器への給気温度が最低のときにサイクル効率が
必ずしも最大ではない。最適温度は廃棄熱の質及び量の
双方の低減に依存する。
関数として示すプロットである。このプロットによれ
ば、給湿器への給気温度が最低のときにサイクル効率が
必ずしも最大ではない。最適温度は廃棄熱の質及び量の
双方の低減に依存する。
米国特許第4,537,023号によれば、給湿段階への圧縮空
気の予冷を行なって給湿器からでる水の温度をできるだ
け低くする。しかしながら、この場合、給湿器に入る空
気と給湿器を出る水との温度とサイクル効率との関係を
示すプロットを示す第４図から明らかな如くピーク効率
は得られない。廃棄熱の質と量とが同時に最小になると
きピーク効率が得られる。
気の予冷を行なって給湿器からでる水の温度をできるだ
け低くする。しかしながら、この場合、給湿器に入る空
気と給湿器を出る水との温度とサイクル効率との関係を
示すプロットを示す第４図から明らかな如くピーク効率
は得られない。廃棄熱の質と量とが同時に最小になると
きピーク効率が得られる。
米国特許第4,537,023号に記載のシステムの別の欠点
は、給湿器に入る空気と給湿器を出る水との温度差が最
終冷却器の設計温度差によって設定されることである。
これがシステムの付加的制約となり、飽和器をでる水の
温度が本発明の方法による対応する温度より高温にな
る。
は、給湿器に入る空気と給湿器を出る水との温度差が最
終冷却器の設計温度差によって設定されることである。
これがシステムの付加的制約となり、飽和器をでる水の
温度が本発明の方法による対応する温度より高温にな
る。
本発明の方法の重要な利点は熱効率の有意な改良にあ
る。
る。
米国特許第4,537,023号と比較した熱効率のこのような
改良は以下の数値より明らかであろう。Nakamura等の方
法による500MW動力プランドで1832゜Fの燃焼度のガスタ
ービンでの所要燃料は、 本発明方法で必要な燃料は、 従って改良型動力サイクルで節減される燃料は、 ＝（2.98×107−2.93×107）MMBTU/年 ＝0.05×107MMBTU/年 これは、 （燃料比を＄4/MMBTUとする）に相当する。
改良は以下の数値より明らかであろう。Nakamura等の方
法による500MW動力プランドで1832゜Fの燃焼度のガスタ
ービンでの所要燃料は、 本発明方法で必要な燃料は、 従って改良型動力サイクルで節減される燃料は、 ＝（2.98×107−2.93×107）MMBTU/年 ＝0.05×107MMBTU/年 これは、 （燃料比を＄4/MMBTUとする）に相当する。
本発明による工程は、例えばガス化設備や精枠機等別の
設備からの低レベル熱を他の方法を用いるよりもはるか
に高い効率で機械エネルギ又は電力に変えるためにも使
用可能である。燃焼機関に使用する燃料は、回収した低
レベル熱を高品質化する役割を果す。かくて例えば、ガ
ス化設備からの約149℃（300゜F）〜60℃（140゜F）の
範囲の水を循環させる給湿装置を予熱することによって
回収される低レベル熱が電力に転化する時、効果的な転
化率は約18％の水準である。
設備からの低レベル熱を他の方法を用いるよりもはるか
に高い効率で機械エネルギ又は電力に変えるためにも使
用可能である。燃焼機関に使用する燃料は、回収した低
レベル熱を高品質化する役割を果す。かくて例えば、ガ
ス化設備からの約149℃（300゜F）〜60℃（140゜F）の
範囲の水を循環させる給湿装置を予熱することによって
回収される低レベル熱が電力に転化する時、効果的な転
化率は約18％の水準である。
移入熱を利用して追加の水を蒸発させ乾燥空気0.45kg
（１ポンド）当り総水分を0.12〜0.23kg（0.26〜0.5ポ
ンド）の範囲にしてもよい。
（１ポンド）当り総水分を0.12〜0.23kg（0.26〜0.5ポ
ンド）の範囲にしてもよい。
上記低レベル熱の転化効率の標準は米国特許第4,085,59
1号において計算可能である。これは「連続流蒸発型熱
エネルギ回収装置及びエネルギ回収方法」と称するもの
で、給湿空気の比容積が高いことを利用して噴霧室にて
例えば空気等の加圧ガスに給湿し、ガスタービンを介し
て膨張させるものである。このシステムにより得られる
効率は５％以下である。同様に多くの固有欠点がある。
システムの圧力は限定されているので多量の動力を生産
するためには極めて大きな設備が必要である。このシス
テムは燃焼機関と共に使用不能なので、回収された低レ
ベルエネルギを「高品質化」することが出来ない。
1号において計算可能である。これは「連続流蒸発型熱
エネルギ回収装置及びエネルギ回収方法」と称するもの
で、給湿空気の比容積が高いことを利用して噴霧室にて
例えば空気等の加圧ガスに給湿し、ガスタービンを介し
て膨張させるものである。このシステムにより得られる
効率は５％以下である。同様に多くの固有欠点がある。
システムの圧力は限定されているので多量の動力を生産
するためには極めて大きな設備が必要である。このシス
テムは燃焼機関と共に使用不能なので、回収された低レ
ベルエネルギを「高品質化」することが出来ない。
前述のことから明らかなように、逆流多段給湿機によっ
て化学エネルギ又は化学エネルギで補充される低レベル
熱は、極めて高い効率にて機械エネルギ又は電力に転化
可能である。同様に本発明の工程は、エネルギ源が保護
され、特に上記複合サイクルや蒸気噴射サイクルと比較
して効率が高いが故に熱汚染及び水消費量が低く、酸化
窒素の放出量が少ないので環境保護に役立っていること
がわかる。複合サイクル設備の場合、酸化窒素の放出を
少なくするために燃焼器への蒸気の噴射を余儀なくさ
れ、故に効率を低下させているが、本発明は該欠点を克
服している。
て化学エネルギ又は化学エネルギで補充される低レベル
熱は、極めて高い効率にて機械エネルギ又は電力に転化
可能である。同様に本発明の工程は、エネルギ源が保護
され、特に上記複合サイクルや蒸気噴射サイクルと比較
して効率が高いが故に熱汚染及び水消費量が低く、酸化
窒素の放出量が少ないので環境保護に役立っていること
がわかる。複合サイクル設備の場合、酸化窒素の放出を
少なくするために燃焼器への蒸気の噴射を余儀なくさ
れ、故に効率を低下させているが、本発明は該欠点を克
服している。
前述のことを考慮すれば、当業者には明らかなことであ
る本発明にはある種の変型及び別型が、可能である。か
くて、例えば、中間冷却器を複数個使用してもよいし、
２段階以上の空気圧縮機の使用も可能である。同様に、
システムの効率と許容量とを改良するために冷凍システ
ムを使用して圧縮機への導入空気を冷却してもよい。同
じく冷凍システムを使用して中間冷却器から出る空気を
更に冷却可能であり、飽和水も、中間冷却器に入る以前
に冷凍システムを使用して予冷可能である。更に、図示
のものと異なる構造の飽和装置、例えば複数位置に水を
導入する構造のものを使用してもよい。従って上記全て
の別型及び変型も本発明の範囲を逸脱するものではない
ことは明らかである。
る本発明にはある種の変型及び別型が、可能である。か
くて、例えば、中間冷却器を複数個使用してもよいし、
２段階以上の空気圧縮機の使用も可能である。同様に、
システムの効率と許容量とを改良するために冷凍システ
ムを使用して圧縮機への導入空気を冷却してもよい。同
じく冷凍システムを使用して中間冷却器から出る空気を
更に冷却可能であり、飽和水も、中間冷却器に入る以前
に冷凍システムを使用して予冷可能である。更に、図示
のものと異なる構造の飽和装置、例えば複数位置に水を
導入する構造のものを使用してもよい。従って上記全て
の別型及び変型も本発明の範囲を逸脱するものではない
ことは明らかである。
［発明の効果］ 以上述べてきたように、本発明の動力発生方法によれ
ば、圧縮空気を循環水に直接接触させて、かつ多段対向
流で給湿しているため、熱力学的効果を高めることがで
き、スチームボイラ等を使用することなく比較的低い温
度で空気に対して給湿し得る。しかも、圧縮空気は循環
水によって熱交換された後で外部水によって更に熱が廃
棄されるため、空気を熱希釈及び作動流体とするための
給湿工程をかなり低い温度で実行し得、圧縮及び給湿段
階での温度を低下させると共にタービンにおける膨張段
階をより高い圧力比で行い得、熱サイクル効率を大幅に
向上させ得る。しかも、システム全体を構成する各装置
を小形軽量化し得る。その結果、主要構成要素が少なく
小形で単純なシステムにおいて使用燃料から動力を高効
率で発生させ得る。
ば、圧縮空気を循環水に直接接触させて、かつ多段対向
流で給湿しているため、熱力学的効果を高めることがで
き、スチームボイラ等を使用することなく比較的低い温
度で空気に対して給湿し得る。しかも、圧縮空気は循環
水によって熱交換された後で外部水によって更に熱が廃
棄されるため、空気を熱希釈及び作動流体とするための
給湿工程をかなり低い温度で実行し得、圧縮及び給湿段
階での温度を低下させると共にタービンにおける膨張段
階をより高い圧力比で行い得、熱サイクル効率を大幅に
向上させ得る。しかも、システム全体を構成する各装置
を小形軽量化し得る。その結果、主要構成要素が少なく
小形で単純なシステムにおいて使用燃料から動力を高効
率で発生させ得る。
第１図は、タービンに軸方向連結された二段空気圧縮機
を使用する、燃焼ガスタービンを使用する動力発生シス
テムを示す概略図、第２図は、低レベル熱廃棄モードを
使用する本発明の一実施例を示す概略図、第３図は圧力
比がサイクル効率に与える影響を示すグラフ、第４図は
給湿器への空気温度がサイクル効率に与える影響を示す
グラフ、第５図は熱発生曲線と水蒸発線を示す線図であ
る。 2,3……空気圧縮機、6,11……熱交換機、15……飽和装
置、21……熱回収装置、22……タービン、24……燃焼
器、30……発電機、33……ポンプ。
を使用する、燃焼ガスタービンを使用する動力発生シス
テムを示す概略図、第２図は、低レベル熱廃棄モードを
使用する本発明の一実施例を示す概略図、第３図は圧力
比がサイクル効率に与える影響を示すグラフ、第４図は
給湿器への空気温度がサイクル効率に与える影響を示す
グラフ、第５図は熱発生曲線と水蒸発線を示す線図であ
る。 2,3……空気圧縮機、6,11……熱交換機、15……飽和装
置、21……熱回収装置、22……タービン、24……燃焼
器、30……発電機、33……ポンプ。
Claims (6)
- 【請求項１】燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法
であって、 空気を所定の圧力に圧縮する段階と、 前記圧縮する段階における中間段冷却及び後段冷却の少
なくとも一方を循環水によって実行し、前記圧縮された
空気を給湿するために使用すべく該循環水を加熱する熱
交換段階と、 前記熱交換段階に連続して前記熱交換された空気から外
部水を介して熱を廃棄する段階と、 多段対向流行程において前記圧縮されると共に熱廃棄さ
れた空気を前記加熱された循環水に接触させてガス状媒
体を形成する給湿段階と、 前記ガス状媒体中で燃焼させる段階と、 動力発生用のガスタービンを駆動する段階とを備えてい
る動力発生方法。 - 【請求項２】前記給湿段階は、外部の加熱源によって加
熱された水を使用する特許請求の範囲第１項に記載の動
力発生方法。 - 【請求項３】全圧縮比が6:1から34:1である特許請求の
範囲第１項又は第２項に記載の動力発生方法。 - 【請求項４】前記ガス状媒体の水蒸気が乾燥空気0.45kg
（１ポンド）当り0.12から0.23kg（0.26から0.5ポン
ド）である特許請求の範囲第１項から第３項のいずれか
一項に記載の動力発生方法。 - 【請求項５】前記燃料がガスタービンの排気によって予
加熱される段階を備えている特許請求の範囲第１項から
第４項のいずれか一項に記載の動力発生方法。 - 【請求項６】前記ガス状媒体が、中間段での冷却、後段
での冷却、及びガスタービンの排気によって夫々加熱さ
れた循環水を使用して給湿される特許請求の範囲第１項
から第５項のいずれか一項に記載の動力発生方法。
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US80051885A | 1985-11-21 | 1985-11-21 | |
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|---|---|
| JPS62189331A JPS62189331A (ja) | 1987-08-19 |
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