JPH1073007A

JPH1073007A - エネルギ変換方法及び装置

Info

Publication number: JPH1073007A
Application number: JP27280696A
Authority: JP
Inventors: Hiroyasu Tanigawa; 浩保谷川; Kazunaga Tanigawa; 和永谷川
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1996-06-28
Filing date: 1996-09-06
Publication date: 1998-03-17

Abstract

(57)【要約】【課題】蒸気・ガスタービン複合サイクルに於いて、
タービンの耐熱限界温度を越えることなく、圧力比を増
大する及び／燃料燃焼質量を４倍前後まで増大可能にし
て、蒸気・ガスタービン複合サイクルの熱効率及び比出
力を同時に大上昇することを目的とする。【解決手段】熱力学的思考を流体力学的思考に変換又
は追加して、ガスタービン燃焼器の内部に、導水管及び
蒸気管を適宜に配設して、燃焼器熱交換器として燃焼熱
を過熱蒸気エネルギに変換して蒸気タービンを駆動す
る、蒸気・ガスタービン複合サイクルとすることで、圧
力比を更に増大して蒸気タービンサイクル及びガスター
ビンサイクルの熱効率を同時に上昇し、燃料燃焼質量も
４倍前後に増大（理論空燃比まで）可能として、ガスタ
ービンサイクルの熱効率を大上昇して比出力増大を図
り、磁気動力伝達装置を含む全動翼蒸気・ガスタービン
複合サイクルを含めて熱効率及び比出力の大上昇を図
る。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、概略的に、蒸気・
ガスタービン複合サイクルに於いて、例えば圧縮機の反
転等により、ガスタービン燃焼器を高圧化・長大化し
て、その内部に熱交換器を設けて、超高性能熱交換器兼
燃焼器として、燃焼ガス温度（供給熱量）を水温および
過熱水蒸気に大変換して、タービンの耐熱限界温度を越
えることなく、圧力比及び比出力を極限まで大上昇させ
る方法及び装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】蒸気・ガスタービン複合機関のうち、ガ
スタービン燃焼器の内部に燃焼器熱交換器を設けた先行
技術に、特開昭５０−８９７３７号・（目的）ガスター
ビンの燃焼器の高温領域に、蒸気タービンサイクルの過
熱器乃至再熱器を設けることによって、特別の補助的な
燃焼器を必要とすることなく、蒸気タービンサイクルの
蒸気温度をガスタービン廃ガス温度以上に高め、複合プ
ラント全体の効率向上を図る。特開昭５２−１５６２４
８号・（目的）ガスタービン間の燃焼ガスとの熱交換に
よって蒸発を行うことにより、廃熱回収ボイラ出口廃ガ
ス温度の低下を図り、ボイラー効率を向上させる。等が
ありますが何れも過給ボイラサイクルの熱効率の向上を
図るもので、ガスタービンの圧力比と比出力の同時大上
昇を図るものでもガスタービンの熱効率大上昇を図るも
のでもない。特願平６−３３０８６２号（第１出願）及
び特願平７−１４５０７４号（第２出願）及び特願平７
−３３５５９５号（第３出願）及び特願平８−４１９９
８号（第４出願）及び特願平８−８０４０７号（第５出
願）及び特願平８−１４３３９１号（第６出願）及び特
願平８−２０４０４９号（第７出願）参照。以上先の出
願に基づく優先権主張出願は、概略的に、全動翼タービ
ンを含む及び／通常のガスタービン燃焼器に熱交換器を
設けて、圧力比及び比出力を極限まで同時に上昇させる
方法及び／又は全動翼タービンを含むガスタービン燃焼
器に熱交換器を設けて、圧力比及び比出力を極限まで同
時に上昇させる方法及び装置とするもので、本発明も先
の出願に基づく優先権主張第８出願である。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】既知のように、プレイ
トンサイクル等のガスタービンサイクルの性能として重
要なものに、熱効率及び比出力があり、圧力比が大きい
程高い熱効率が得られ、熱効率（圧力比）が一定では、
サイクルに供給する熱量が大きい程大きな比出力が得ら
れる。即ち、この圧力比及び比出力の大増大はいずれ
も、実際の設計に於いてはタービンの耐熱限界温度によ
り大きな制約を受けるため、タービンの耐熱限界温度を
越えることなく圧力比及び供給熱量（燃料燃焼質量）を
極限まで大増大する方法は、供給熱量（燃料発熱量）を
蒸気タービンを含む他の用途に使用して、熱効率×比出
力＝圧力比×燃焼ガス質量とすることです。即ち、ガス
タービンの圧力比及び比出力を大増大するための障害
は、供給熱量のうち燃料発熱量であり、燃料発熱量の用
途は蒸気タービンを含めて限りなく多いため、ガスター
ビン燃焼器を熱交換器としても兼用して、燃料発熱量を
他の用途に使用することにより、タービンの耐熱限界温
度を越えることなく、圧力比及び比出力を極限まで大増
大して、例えば燃料燃焼質量を理論空燃比まで４倍前後
に大増大可能にして、圧力比及び燃料燃焼質量の大増大
により供給熱量のうちガスタービンの使用熱量を大低減
して、ガスタービンの熱効率及び比出力を大上昇する方
法及び装置を提供することを主目的とする。

【０００４】本発明の他の目的は、ガスタービン燃焼器
を熱交換器としても兼用すると、圧力比が大きい程ガス
タービンの熱効率が高くなり、同じ発熱量の燃料燃焼で
は圧力比が大きい程高温が得られるのに加えて、タービ
ン入口のガス温度が７００°Ｃ乃至１０００゜Ｃと高温
程熱交換も良いため、熱交換器の伝熱面積の大縮少が可
能になり、圧力比の上昇及び熱交換による排気損失の大
低減が可能になり、発熱量を極限まで有効利用可能な超
高性能・超高熱効率の特殊ガスタービンを含むエネルギ
変換方法及び装置を提供することである。本発明の他の
目的は、ガスタービンの比出力を向上させることのでき
る特殊ガスタービンを含むエネルギ変換方法及び装置を
提供することである。本発明の他の目的は、ガスタービ
ンサイクルの熱効率及び比出力を共に向上できる、特殊
ガスタービンを含むエネルギ変換方法及び装置の提供で
ある。本発明の他の目的は、ガスタービンサイクルの熱
効率及び比出力を共に向上しながら蒸気タービンサイク
ルと複合することができる、特殊ガスタービンを含むエ
ネルギ変換方法及び装置を提供することである。本発明
の最大の目的は、自動車を手で押して移動する場合、ブ
レーキを引いた状態で押すと非常に疲れますが仕事量は
０であり、ブレーキを解除して押すと容易に移動できま
す。即ち、タービンや圧縮機に静翼があると非常な大損
失となるため、全動翼蒸気タービン及び全動翼ガスター
ビンを実用化するための磁気動力伝達装置及び全動翼タ
ービンを含むエネルギ変換方法及び装置を提供すること
である。

【０００５】

【課題を解決するための手段】全動翼タービンについて
は毎回説明しているため、特殊ガスタービンについて説
明すると、ガスタービンの作動ガスとしての燃焼ガス
は、一般に空気の割合が非常に多く、理論混合比の４倍
前後の空気を含むため（以下４倍前後の空気を含むもの
に統一して説明するが数値に限定するものでは無い）、
比較的大きな圧力比を設定して熱効率を大上昇して及び
／供給熱量を理論空燃比まで４倍前後まで大増大可能に
して、比出力を大増大したガスタービン蒸気タービン複
合サイクルであって、このガスタービンサイクルに於け
る加熱過程に於いて、燃焼器の中に水管及び蒸気管を螺
旋状に設けて、熱交換器（超高性能）兼ガスタービン燃
焼器として及び／熱交換によりタービン入口温度をター
ビン耐熱限界温度以下に低下させて及び／圧縮した全圧
縮空気を理論空燃比燃焼に近づけて燃料燃焼質量を４倍
前後まで大増大可能にして、燃料発熱量の使用を圧力比
の上昇により大節減して、燃料燃焼質量の大増大で比出
力を増大したガスタービンとして及び／高圧の雰囲気で
燃焼及び熱交換する燃焼器兼超高性能熱交換器を含む蒸
気タービンサイクルとして及び／又は全圧縮空気を理論
空燃比燃焼に近づけて燃料燃焼質量を大増大して燃料発
熱量の使用を大節減して比出力を増大した全動翼ガスタ
ービンとして及び／又は高圧の雰囲気で燃焼及び熱交換
する燃焼器兼超高性能熱交換器を含む全動翼蒸気タービ
ンとして、ガスタービン蒸気タービン複合サイクル及び
全動翼ガスタービン全動翼蒸気タービン複合サイクルの
熱効率及び比出力を同時に向上した熱効率６０％乃至８
０％を目指す、ガスタービン燃焼器兼超高性能熱交換器
を含む及び全動翼タービンを含む及び特殊ガスタービン
を含むエネルギ変換方法及び装置とします。

【０００６】図１は、本発明の基本的な概念を説明する
ための第１実施例である。図１に於いて圧縮機、燃焼
器、タービン、発電機によりガスタービン発電設備が構
成されますが、タービンの耐熱限界温度を越えて使用す
るとタービン破壊という問題等のため、ガスタービンの
圧力比を高くして燃焼ガス速度を大増大して熱効率を大
上昇するためにも、燃焼ガス質量を大増大するために
も、供給熱量のうち燃料発熱量の大部分が障害となるた
め、例えば燃焼器の中に導水管１を設けて、給水ポンプ
２により昇圧された給水３を供給して燃焼器熱交換器４
ａを構成させて、超臨界の蒸気５を蒸気管６及び蒸気加
減弁７を介して高圧蒸気タービンに供給します。高圧蒸
気タービンに供給された蒸気５は高圧蒸気タービンを駆
動した後燃焼器熱交換器４ｂで再熱して、更に中圧蒸気
タービンを駆動した後燃焼器熱交換器４ｃで再熱して、
更に低圧蒸気タービンを駆動して夫夫に連結された発電
機を駆動した後復水器で海水により冷却されて復水８と
なり、復水ポンプ９により排熱回収熱交換器１１に送水
されて排熱を充分回収して、給水ポンプ２により昇圧さ
れる蒸気タービンサイクルを構成します。ガスタービン
サイクルは、燃焼器を長大化するため図５及び図８の如
く、圧縮機及びタービンを反転してその中間に発電機を
設けたものを含めて、反転された圧縮機より空気を吸入
して高圧縮空気として、燃料と共に燃焼器に供給して燃
焼及び熱交換しながら理論空燃比燃焼に近づけて、ター
ビンの耐熱限界温度以下例えば１０００゜Ｃ乃至８００
°Ｃの、燃料燃焼質量の大増大した燃焼ガス１０とし
て、ガスタービン発電機を駆動して、圧力比の上昇と熱
交換により燃料燃焼質量の大増大による、大幅に低温の
排熱を排熱回収熱交換器１１に供給して、更に熱交換に
より大幅に低温として排気し、排気損失を大低減すると
共に、ガスタービンサイクルの熱効率を２倍前後に大上
昇します。

【０００７】即ち、イエスマンの従来科学技術で最大の
問題は、タービン耐熱限界温度が存在する現況で供給熱
量の略全部を使用するのが主流のため、圧力比及び供給
熱量がタービン耐熱限界温度の壁に早早に衝突して、熱
効率及び比出力の向上がいずれも非常に困難になるとこ
ろです。従って、タービン耐熱限界温度が存在する場合
は、熱力学の発想から流体力学の発想に転換すると、供
給熱量の増大が燃焼ガス質量の増大（圧力比×燃焼ガス
質量＝熱効率×比出力）で代替できるため、圧力比を大
幅に上昇した熱効率の大上昇が可能になり、燃料燃焼質
量も極限の理論空燃比まで４倍前後まで大増大可能にし
て比出力の大増大が可能になり、加えて圧力比の上昇と
燃料燃焼質量の増大により、供給熱量のうちガスタービ
ンの使用熱量を極限まで節減した、熱効率の大上昇及び
比出力の増大も追加されるため、熱効率を２倍前後に大
上昇した理想のガスタービンサイクルを提供できます。
即ち、ガスタービン燃焼器は圧力比を大上昇させる最適
の容器であり、燃焼器に熱交換器４を設けると、同一発
熱量では圧力比を上昇する程高温が得られるのに加え
て、タービン入口温度も１０００°Ｃ乃至７００°Ｃと
高温で許容温度が広範なため、燃焼器熱交換器４ａ・４
ｂ・４ｃの伝熱面積を大低減する大きな効果があり、効
率よく熱交換して最大の熱エネルギを蒸気タービン側に
供給可能なため、超臨界の蒸気条件を含めて蒸気タービ
ンサイクルの熱効率を上昇させる効果も大きく、又、大
低減されたガスタービンの排気熱量を排熱回収熱交換器
１１で低温の復水により冷却するため、排気損失の大低
減による蒸気・ガスタービン複合サイクルの熱効率を上
昇させる大きな効果もあり、複数のガスタービンと蒸気
タービンが夫夫の発電機を駆動する蒸気・ガスタービン
複合発電設備の熱効率を上昇させるためにも大きな効果
があります。

【０００８】

【発明の実施の形態】発明の実施の形態を実施例に基づ
き図面を参照して説明するが、実施例と既説明とその構
成が略同じ部分には、同一の名称又は符号を付してその
重複説明は省略し、特徴的な部分や説明不足部分は順次
追加説明する。又、発明の意図する所及び予想を具体的
に明快に説明するため、数字で説明する部分があります
が、数字に限定するものではありません。図２の１軸形
蒸気・ガスタービン複合サイクルとした第２実施例で
は、燃焼器熱交換器４に給水ポンプ２を介して高圧の給
水３を供給する導水管１を、例えば燃焼器の内面に沿っ
て螺旋状に配置させて、この導水管１を通る給水３で燃
焼器から外部に逃げようとする熱を捕獲すると共に、蒸
発した水蒸気を気水分離器で分離して、導水管１の螺旋
状に設けた蒸気管６で過熱蒸気５に変換して、選択した
蒸気条件の過熱蒸気５として蒸気加減弁７を介して蒸気
タービンを駆動して、ガスタービンサイクルと複合しま
す。即ち、図５及び図８の如くタービン及び圧縮機を反
転して、燃焼器に燃焼器熱交換器４を設けると、燃焼器
の高圧化及び長大化が可能なため、タービン入口温度一
定として供給熱量を低減した圧力比の大上昇による熱効
率の大上昇が可能になり、又、ガスタービンの作動ガス
としての燃焼ガスは空気の割合が非常に多く、通常理論
混合比の４倍前後の空気を含むため、燃料燃焼質量を４
倍前後に大増大して燃焼ガス質量の大増大による比出力
の増大が可能になり、加えて大きな熱勾配の超高性能の
燃焼器熱交換器４により、４倍前後に大増大された供給
熱量の大部分により蒸気タービンを効率良く駆動できる
ため、蒸気・特殊ガスタービン複合サイクルの最高熱効
率及び全動翼蒸気・特殊ガスタービン複合サイクルの最
高熱効率を大上昇させる大きな効果があります。

【０００９】選択した蒸気条件で選択した蒸気タービン
を駆動した蒸気５は、例えば復水器で海水又は給湯用供
給水等の冷却水と熱交換して復水８に凝縮されて、復水
ポンプ９により昇圧されて、排熱回収熱交換器１１でガ
スタービンから排出される排熱を回収して、比較的高温
となった復水８を給水ポンプ２により昇圧して給水３と
して、燃焼器熱交換器４の導水管１に供給して水蒸気５
を発生させて、気水分離器で気水分離して蒸気管６で過
熱蒸気５に変換して、蒸気加減弁７を介して蒸気タービ
ンを駆動する蒸気タービンサイクルとします。又、ガス
タービンの空気圧縮機で吸入圧縮された圧縮空気は、燃
料と共に燃焼器に供給されて燃焼により高温の燃焼ガス
１０となりガスタービンを駆動しますが、ガスタービン
には耐熱限界温度が存在するため、熱力学的に空気圧縮
比を上昇して熱効率を上昇すると比出力が０側に移動
し、供給熱量を増大して比出力を増大すると圧力比が０
側に移動するため、熱効率の向上と比出力の同時増大が
タービンの耐熱限界温度一定では非常に困難です。従
って、圧力比×供給熱量を流体力学的思考に変換する
と、熱効率×比出力＝圧力比×燃焼ガス質量＝速度×質
量となり、供給熱量に換えて燃焼ガス質量の増大にする
と、燃焼器熱交換器４の採用が可能になるため、タービ
ンの耐熱限界温度を越えることなく、燃料燃焼質量（供
給熱量）を４倍前後に大増大して燃焼ガス質量の大増大
による比出力の増大が可能になり、しかもガスタービン
サイクルに供給する熱量を低減しながら比出力を増大で
きるため、ガスタービンサイクルの熱効率を２倍前後に
大上昇させる大きな効果があります。

【００１０】更に、同一発熱量の燃料燃焼では、圧力比
を増大する程、燃焼器熱交換器４により蒸気タービンに
供給できる熱量が増大するため、蒸気タービンサイクル
の熱効率及び比出力を上昇させる大きな効果もあり、ガ
スタービン入口温度一定では、圧力比を増大するほど及
び燃焼ガス質量を増大するほどガスタービンの作動流体
の全熱量及び作動流体の単位質量当たりの保有熱量が減
少するため、ガスタービンから排出される排熱量が低減
して、排熱回収熱交換器１１より排気される熱量が大低
減するため、ガスタービンサイクルの排気損失を大低減
して熱効率を上昇させる大きな効果もあります。従っ
て、燃焼器に燃焼器熱交換器４を設けることにより、燃
料燃焼質量を４倍前後に大増大してガスタービンサイク
ルの比出力を増大しながら、圧力比を増大してガスター
ビンサイクル及び蒸気タービンサイクルの熱効率を同時
に大上昇して、特にガスタービンサイクルの熱効率を２
倍前後に大上昇して蒸気・特殊ガスタービン複合サイク
ルの目標最高熱効率を６０％前後とします。又、タービ
ンや圧縮機に静翼があると非常に大きなエネルギ損失と
なるため、全動翼蒸気タービン及び全動翼ガスタービン
を実用化するための、磁気動力伝達装置を含む全動翼蒸
気・特殊ガスタービン複合サイクルの熱効率を同様にし
て大上昇すると共に、エネルギ損失を大低減して、全動
翼蒸気・特殊ガスタービン複合サイクルの目標最高熱効
率を８０％前後とします。

【００１１】図３の１軸形蒸気・特殊ガスタービン複合
サイクルとした第３実施例を説明すると、第２実施例と
殆ど同じで相違点は、排熱回収熱交換器１１の後流にご
み焼炉熱交換器１３を追加したところです。流体力学的
思考により比出力を増大する場合は供給熱量に換えて燃
焼ガス質量を増大するため、燃焼器熱交換器４を設けて
燃料燃焼質量を４倍前後まで増大可能となり、加えてタ
ービン耐熱限界温度を越えることなく圧力比を増大して
消費熱量の大低減および熱効率の大上昇が可能になるた
め、特殊ガスタービンサイクルの比出力の増大と熱効率
の同時上昇となり、及び／同一発熱量の燃料燃焼では圧
力比を増大する程蒸気タービンを駆動する熱量が増大す
るため、蒸気タービンとガスタービンの熱効率を同時に
大上昇する熱量の供給は、燃焼器熱交換器４により熱交
換しながら燃料燃焼質量を理論空燃比まで４倍前後に大
増大するのが最適となります。又、タービン入口温度一
定では、圧力比を増大する程単位燃焼ガスの保有熱量が
減少するため、タービンから排出される排熱量が大低減
して、排熱回収熱交換器１１より排出される排気温度が
充分低温となって排気損失を大低減できるし、１軸形蒸
気・特殊ガスタービン複合サイクルでは、主として燃焼
ガス質量によりガスタービンを駆動し、供給熱量の大部
分により蒸気タービンを駆動するため、蒸気タービンサ
イクルの流量は比較的大量となり、給水３の温度も充分
低温のため燃焼器熱交換器４の給水３を加熱するごみ焼
炉熱交換器１３は、ごみ焼炉熱を効率良く電気エネルギ
に変換する、最適の熱交換器となります。

【００１２】図４の３軸形蒸気・特殊ガスタービン複合
サイクルとした第４実施例を説明すると、何れの実施例
も基本的には殆ど同じですが相違点は、３軸形にすると
夫夫の軸毎に回転数を最適に選定できるため、例えばガ
スタービンの回転数９０００／３０００ｒｐｍ及び／高
圧・中圧蒸気タービンの回転数３０００ｒｐｍ及び／低
圧蒸気タービンの回転数１５００ｒｐｍ及び／又は全動
翼低圧蒸気タービンの互いに反転する夫夫の回転数７５
０ｒｐｍとします。即ち、３軸形とする最大の目的は、
真空度の高い低圧蒸気タービン側では蒸気の比容積が大
増大するため、低圧蒸気タービンの回転数を半分の１５
００ｒｐｍにすることで、回転半径を２倍に近づけて蒸
気通路断面積を４倍に近づける及び／又は全動翼低圧蒸
気タービンの互いに反転する夫夫の回転数を４分の１の
７５０ｒｐｍにすることで、回転半径を４倍に近づけて
蒸気通路断面積を１６倍に近づける及び／又は全動翼低
圧蒸気タービンの互いに反転する夫夫の回転数を半分の
１５００ｒｐｍにすることで、回転半径を２倍に近づけ
て蒸気通路断面積を４倍に近づけることで、高い真空度
により比容積の大増大した低圧蒸気を極限まで有効利用
すると共に、全動翼低圧蒸気タービンにより、速度エネ
ルギの大損失を伴う静翼を動翼に置換して、低圧蒸気タ
ービンの熱効率大上昇を図るものです。

【００１３】図５の全動翼タービン及び特殊ガスタービ
ンを説明すると、熱力学の有害な部分にマインドコント
ロールされた現状で、初心にかえるのは非常に困難と思
いますが、自動車を手で押して移動する場合、ブレーキ
を引いた状態で押すと非常に疲れますが仕事量は０であ
り、骨折り損となります。即ち、自動車を移動させる目
的で力を加えて移動しない場合は、加えたエネルギは１
００％の損失になりますが、熱力学では力を加えて移動
しない場合は、外に向かって仕事をしていないためエネ
ルギ消費が０となり損失も０で事実と正反対の答えにな
るため、事実に基づいて、ブレーキを解除して押すと自
動車を容易に少ないエネルギで移動できます。即ち、タ
ービンは速度×質量により回転力を得ることを目的とし
ており、タービン静翼には速度×質量の回転力が作用し
ているため、ブレーキを引いた状態となり、加えたエネ
ルギが１００％の損失となります。又、圧縮機も仕事を
しない静翼と仕事をする動翼を交互に並べて、動翼だけ
に圧縮仕事を強要するより、全動翼として全員で圧縮仕
事をすると、人間社会でも２倍以上の能率仕事が期待で
きるし、科学技術には例外が無いため、全動翼蒸気ター
ビン及び全動翼ガスタービンを提供するものです。又、
全動翼タービン及び全動翼圧縮機にすると、互いに反対
方向に回転する周速度を半分づつに低減できるのに加え
て、周速度による許容応力が大低減して、実際の設計で
は選択幅が大拡大して熱効率が上昇するため、互いに反
対方向に回転する外側軸装置と内側軸装置を磁気動力伝
達装置により結合して、全動翼蒸気タービン及び全動翼
ガスタービンの実用化を図るものです。

【００１４】前述の如く、ガスタービンサイクルの熱効
率を上昇させるためには圧力比の上昇が必要で、比出力
を増大するには供給熱量の増大が必要ですが、タービン
耐熱限界温度が存在するため、熱効率及び比出力を極限
まで上昇・増大するためには、供給熱量の増大に換えて
燃焼ガス質量の増大が必須となります。従って、ガスタ
ービンの作動ガスとして理論混合比の４倍前後の空気を
含む場合は、燃焼器熱交換器を拡大して、燃焼ガス温度
を蒸気タービンサイクルの過熱蒸気に大変換して、又は
給湯用等に大変換して、燃料燃焼質量を４倍前後まで増
大可能にしますが、そのためには燃焼器の高圧化及び長
大化を必須とするため、圧縮機及びタービンを夫夫左右
反転して高圧側を外側に低圧側を内側にして、燃焼器を
高圧化及び長大化（通常は短縮する）したものです。即
ち、吸気室１５より空気を吸入する１段外側圧縮機動翼
群１６を外側軸装置と共に環状に設けて内側軸装置に回
転自在に外嵌し、２段内側圧縮機動翼群１７を環状に設
けて内側軸装置に固着し、環状に設けた奇数段外側圧縮
機動翼群１６を１段外側圧縮機動翼群１６に固着し、環
状に設けた偶数段内側圧縮機動翼群１７を２段内側圧縮
機動翼群１７に固着し、同様にして外側圧縮機動翼群及
び内側圧縮機動翼群を組み立てて、内側軸装置と共に偶
数終段内側圧縮機動翼群１７を偶数段内側圧縮機動翼群
１７に固着し、外側軸装置と共に奇数終段外側圧縮機動
翼群１６を奇数段外側圧縮機動翼群１６に固着して、外
側軸装置を内側軸装置に回転自在に外嵌して、夫夫を磁
気動力伝達装置１４により結合して、互いに反対方向に
回転する速度比を最適に制定します。

【００１５】同様にして、排気室１８に開口する奇数終
段外側タービン動翼群１９を、外側軸装置と共に環状に
設けて内側軸装置に回転自在に外嵌し、偶数終段内側タ
ービン動翼群２０を環状に設けて内側軸装置に固着し、
環状に設けた奇数段外側タービン動翼群１９を奇数終段
外側タービン動翼群１９に固着し、環状に設けた偶数段
内側タービン動翼群２０を偶数終段内側タービン動翼群
２０に固着し、同様にして外側タービン動翼群１９及び
内側タービン動翼群２０を組み立てて、内側軸装置と共
に２段内側タービン動翼群２０を４段内側タービン動翼
群２０に固着し、外側軸装置と共に１段外側タービン動
翼群１９を３段外側タービン動翼群１９に固着して、内
側軸装置に回転自在に外嵌枢支して外側軸装置を発電機
に連結します。奇数終段外側圧縮機動翼群１６には環状
の出口２１を環状に設けて、環状に設けた環状の受口２
２との間に気密手段を設け、１段外側タービン動翼群１
９には、環状の受口２３を環状に設けて環状に設けた環
状の噴口群２４との間に気密手段を設け、環状の受口２
２及び環状の噴口群２４には夫夫複数の燃焼器を固着し
て、その内部に燃焼器熱交換器４の導水管１及び蒸気管
６を螺旋状に適宜に配設します。構成の変形について
は、圧縮機の外側の磁気動力伝達装置を圧縮機の内側に
移動してもよく、又、タービン側も内側又は外側に磁気
動力伝達装置を具備して用途に応じてもよい。又、後述
する図６の構成と適宜に組換えして用途に合わせた構成
に変換するのが好ましい。

【００１６】図６を参照して特殊ガスタービンを説明す
ると、図５の説明と殆ど同じで説明を追加するもので、
燃焼器を高圧化・長大化する場合も実際の設計では取付
場所や用途による制約があるため、図５と図６の圧縮機
及びタービン及び発電機の組み合わせを色々と置換し
て、あらゆる制約に対応可能とするものです。即ち、図
５との相違点は、全動翼圧縮機及び全動翼タービンを通
常通りに配置して、発電機を圧縮機とタービンの中間に
配置して燃焼器を高圧化・長大化して、その内部に燃焼
器熱交換器４を設けて、燃焼器が比較的直線的な全動翼
特殊ガスタービンとしたところです。従って、図５の圧
縮機とタービンの中間に発電機を配置すると比較的長大
な燃焼器となり、更に圧縮機及びタービン及び発電機を
適宜に置換することで、多様な場所や用途に対応可能と
します。図７を参照して特殊ガスタービンを説明する
と、図６との相違点は全動翼特殊ガスタービンを通常の
ガスタービンに置換して、特殊ガスタービンを構成させ
たものです。図８を参照して特殊ガスタービンを説明
すると、図５との相違点は全動翼特殊ガスタービンを通
常のガスタービンに置換して、特殊ガスタービンを構成
させたものです。即ち、特殊ガスタービンは、取付場所
や用途に合わせて各種ガスタービンの燃焼器を高圧化・
長大化して、その内部に燃焼器熱交換器４を設けて、タ
ービンの耐熱限界温度を越えることなく圧力比及び供給
熱量を上昇及び大増大して、例えば燃料燃焼質量を４倍
前後まで大増大して、蒸気タービンサイクルの熱効率を
上昇すると共にガスタービンサイクルの熱効率を２倍前
後まで大上昇することを目的とするものです。

【００１７】

【発明の効果】本発明は、以上説明したように熱力学的
思考に流体力学的思考を追加したため、圧力比×供給熱
量により熱効率及び比出力を向上増大して、タービン耐
熱限界温度の壁に早早に衝突していた従来技術を、圧力
比×燃焼ガス質量＝速度×質量に変換したため、燃焼器
の内部に燃焼器熱交換器４を螺旋状に適宜に設けて、タ
ービンの耐熱限界温度を越えることなく圧力比を増大す
ると共に燃料燃焼質量を理論空燃比まで４倍前後増大可
能にしたため、蒸気・ガスタービン複合サイクルの熱効
率を上昇させるために大きな効果があります。特にガス
タービンサイクルの熱効率を大上昇させるために大きな
効果があります。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の基本的な概念を示す第１実施例の全体
構成図。

【図２】本発明の基本的な概念を示す第２実施例の全体
構成図。

【図３】本発明の基本的な概念を示す第３実施例の全体
構成図。

【図４】本発明の基本的な概念を示す第４実施例の全体
構成図。

【図５】本発明の全動翼タービンを含む特殊ガスタービ
ンの概念を示す一部断面図。

【図６】本発明の全動翼タービンを含む特殊ガスタービ
ンの概念を示す一部断面図。

【図７】本発明の特殊ガスタービンの概念を示す一部断
面図。

【図８】本発明の特殊ガスタービンの概念を示す一部断
面図。

【符号の説明】

１：導水管２：給水ポンプ３：給水４：燃
焼器熱交換器５：蒸気６：蒸気管７：蒸気
加減弁８：復水９：復水ポンプ１０：燃焼
ガス１１：排熱回収熱交換器１２：ごみ焼炉
１３：ごみ焼炉熱交換器１４：磁気動力伝達装置
１５：吸気室１６：外側圧縮機動翼群１
７：内側圧縮機動翼群１８：排気室１９：外側
タービン動翼群２０：内側タービン動翼群２
１：環状の出口２２：環状の受口２３：環状の受口２４：環状の噴口群

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁶ 識別記号庁内整理番号ＦＩ技術表示箇所Ｆ０２Ｃ 6/18 Ｆ０２Ｃ 6/18 Ａ 7/08 7/08 Ｂ

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】ガスタービンサイクルの一行程である圧
縮過程に於いて圧力比を増大させる及び／圧縮過程後の
加熱過程に於いて供給熱量を増大させる一方で、該加熱
過程に於いて、圧縮機を反転して燃焼器の高圧化・長大
化を図り、該燃焼器の中に熱交換器を設けて、該供給熱
量を過熱蒸気に変換して蒸気タービンを駆動することに
より、該加熱過程終了点に於けるタービン入口温度をタ
ービン耐熱限界温度以下にする、全動翼タービンを含む
エネルギ変換方法。
【請求項２】ガスタービンサイクルの一行程である圧
縮過程に於いて圧力比を増大させる及び／圧縮過程後の
加熱過程に於いて供給熱量を大増大可能とするため、圧
縮機を反転して燃焼器の高圧化・長大化を図り、該燃焼
器の中に熱交換器を設けて、該供給熱量を過熱蒸気に変
換して蒸気タービンを駆動することにより、該加熱過程
終了点に於けるタービン入口温度をタービン耐熱限界温
度以下にする、特殊ガスタービンを含むエネルギ変換方
法。
【請求項３】ガスタービンサイクルの一行程である圧
縮過程に於いて圧力比を増大させる及び／圧縮過程後の
加熱過程に於いて供給熱量を４倍前後まで増大可能とす
るため、圧縮機を反転して燃焼器の高圧化・長大化を図
り、該燃焼器の中に熱交換器を設けて、該供給熱量を過
熱蒸気又は水温に変換して使用することにより、該加熱
過程終了点に於けるタービン入口温度をタービン耐熱限
界温度以下にする、特殊ガスタービンを含むエネルギ変
換方法。
【請求項４】前記全動翼タービンは、蒸気タービンの
静翼を動翼に置換して、互いに反対方向に回転する２軸
を磁気動力伝達装置により結合したものである、請求項
１に記載のエネルギ変換方法。
【請求項５】前記全動翼タービンは、ガスタービンの
圧縮機の静翼を動翼に置換して、互いに反対方向に回転
する２軸を磁気動力伝達装置により結合したものであ
る、請求項１に記載のエネルギ変換方法。
【請求項６】前記全動翼タービンは、ガスタービンの
静翼を動翼に置換して、互いに反対方向に回転する２軸
を磁気動力伝達装置により結合したものである、請求項
１に記載のエネルギ変換方法。
【請求項７】前記圧縮過程後の加熱過程に於いて供給
熱量を４倍前後まで増大可能とするため、タービンを反
転して燃焼器の高圧化・長大化を図る、請求項１乃至請
求項３のいずれか１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項８】前記圧縮過程後の加熱過程に於いて供給
熱量を４倍前後まで増大可能とするため、タービン及び
圧縮機を反転して燃焼器の高圧化・長大化を図る、請求
項１乃至請求項３のいずれか１項に記載のエネルギ変換
方法。
【請求項９】前記圧縮過程後の加熱過程に於いて供給
熱量を４倍前後まで増大可能とするため、タービン及び
圧縮機を反転してその中間に発電機を設けて燃焼器の高
圧化・長大化を図る、請求項１乃至請求項３のいずれか
１項に記載の特殊ガスタービンを含むエネルギ変換方
法。
【請求項１０】前記圧縮過程後の加熱過程に於いて供
給熱量を４倍前後まで増大可能とするため、圧縮機とタ
ービンの中間に発電機を設けて燃焼器の高圧化・長大化
を図る、請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の
特殊ガスタービンを含むエネルギ変換方法。
【請求項１１】前記燃料の燃焼が、大幅に理論空燃比
側に近づけて行われる、請求項１乃至請求項１０のいず
れか１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項１２】前記ガスタービンサイクルの燃焼器
は、燃焼器を高圧化長大化して、その内部に熱交換器を
螺旋状に適宜に設けたものである、請求項１乃至請求項
１１のいずれか１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項１３】前記燃焼器の中に熱交換器を設け、燃
焼器熱交換器（４ａ）（４ｂ）（４ｃ）として、該超臨
界の蒸気条件及び再熱を含む過熱蒸気により蒸気タービ
ンを運転する特殊ガスタービンである請求項１乃至請求
項１２のいずれか１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項１４】前記蒸気タービンは、通常の各種蒸気
タービンである、請求項１乃至請求項１３のいずれか１
項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項１５】前記特殊ガスタービンは、全動翼ター
ビンを含むガスタービン燃焼器の中に熱交換器を螺旋状
に設け、燃焼器熱交換器（４ａ）（４ｂ）（４ｃ）とし
て、超臨界の蒸気条件及び再熱を含む過熱蒸気により、
蒸気タービンを駆動するものである、請求項１乃至請求
項１４のいずれか１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項１６】前記特殊ガスタービンは、通常の各種
ガスタービン燃焼器を高圧化・長大化して、その内部に
燃焼器熱交換器（４）を設けたものである、請求項１乃
至請求項１５のいずれか１項に記載のエネルギ変換方
法。
【請求項１７】前記特殊ガスタービンは、圧縮機静翼
及びタービン静翼をそれぞれ動翼に置換した全動翼ガス
タービンの燃焼器を高圧化・長大化して、その内部に燃
焼器熱交換器（４）を設けたものである、請求項１乃至
請求項１６のいずれが１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項１８】前記蒸気タービンは、復水タービンで
ある、請求項１乃至請求項１７のいずれか１項に記載の
エネルギ変換方法。
【請求項１９】前記特殊ガスタービンの排気は、排熱
交換器で復水（８）により冷却される、請求項１乃至請
求項１８のいずれか１項に記載のエネルギ変換方法。
【請求項２０】比較的大きな圧力比に設定された空気
を圧縮するための反転された圧縮機と、該圧縮機から流
出した圧縮空気に比較的大量に例えば通常の４倍前後の
燃料を供給して理論空燃比燃焼が可能な燃焼器と、該燃
焼器から出た燃焼ガスで出力を得る反転されたタービン
と、前記燃焼器内に、燃焼ガス温度がタービン耐熱限界温度
以下となるように、燃焼ガスと熱交換して過熱水蒸気を
得る燃焼器熱交換器（４）と、前記過熱水蒸気で出力を得る蒸気タービンと、該排出蒸
気を冷却する復水器とを有する、全動翼タービンを含む
エネルギ変換装置。
【請求項２１】通常の圧力比に設定された空気を圧縮
するための反転された圧縮機と、該圧縮機から流出した
圧縮空気に比較的大量に燃料を供給して燃焼が可能な燃
焼器と、該燃焼器から出た燃焼ガスで出力を得るタービ
ンと、前記燃焼器内に、燃焼ガス温度が耐熱限界温度以下とな
るように、燃焼ガスと熱交換して過熱水蒸気を得る燃焼
器熱交換器（４）と、前記過熱水蒸気で出力を得る蒸気タービンと、該排出蒸
気を冷却する復水器とを有する、全動翼タービンを含む
エネルギ変換装置。
【請求項２２】比較的大きな圧力比に設定された空気
を圧縮するための反転された圧縮機と、該圧縮機から流
出した圧縮空気に比較的大量に例えば通常の４倍前後の
燃料を供給して理論空燃比燃焼が可能な燃焼器と、該燃
焼器から出た燃焼ガスで出力を得る反転されたタービン
と、前記燃焼器内に、燃焼ガス温度がタービン耐熱限界温度
以下になるように、燃焼ガズと熱交換して過熱水蒸気を
得る燃焼器熱交換器（４）と、前記過熱水蒸気で出力を得る蒸気タービンと、該排出蒸
気を冷却する復水器とを有する、特殊ガスタービンを含
むエネルギ変換装置。
【請求項２３】前記燃焼ガスで出力を得るタービンの
下流に設けられて、排気ガスの排熱を回収する排熱回収
熱交換器を更に有する、請求項２０乃至請求項２２のい
ずれか１項に記載のエネルギ変換装置。
【請求項２４】前記復水器で冷却回収された復水
（８）を、復水ポンプ（９）により昇圧して、排熱回収
熱交換器で昇温後、給水ポンプ（２）により給水（３）
として燃焼器熱交換器（４）の導水管（１）に供給す
る、請求項２０乃至請求項２３のいずれか１項に記載の
エネルギ変換装置。
【請求項２５】前記燃焼器熱交換器（４）の導水管
（１）に供給された給水（３）を、超臨界を含む過熱蒸
気として蒸気タービンに供給する、請求項２０乃至請求
項２４のいずれか１項に記載のエネルギ変換装置
【請求項２６】前記蒸気タービンを駆動した過熱蒸気
を、前記燃焼器熱交換器（４）で適宜に再熱する、請求
項２０乃至請求項２５のいずれか１項に記載のエネルギ
変換装置。
【請求項２７】前記導水管（１）を、燃焼器の内面に
沿って螺旋状に適宜に設けて、熱交換可能とした、請求
項２０乃至請求項２６のいずれか１項に記載のエネルギ
変換装置。
【請求項２８】燃焼器熱交換器（４）で再熱するため
の蒸気管（６）を、螺旋状に適宜に設けて熱交換可能に
した、請求項２０乃至請求項２７のいずれか１項に記載
のエネルギ変換装置。
【請求項２９】前記復水器の冷却水が海水である、請
求項２０乃至請求項２８のいずれか１項に記載のエネル
ギ変換装置。
【請求項３０】前記複数台のガスタービンと１台の蒸
気タービンが夫夫の発電機を駆動する、請求項２０乃至
請求項２９のいずれか１項に記載の全動翼タービンを含
むエネルギ変換装置。
【請求項３１】前記１台の蒸気タービンと１台のガス
タービンと１台の発電機が１軸上である、請求項２０乃
至請求項３０のいずれか１項に記載のエネルギ変換装
置。
【請求項３２】前記燃焼器の中に熱交換器を設け、燃
焼器熱交換器（４）として気水分離器を含めた、請求項
２０乃至請求項３１のいずれか１項に記載のエネルギ変
換装置。
【請求項３３】前記蒸気タービンは、低圧タービンが
静翼を動翼に置換した全動翼蒸気タービンである、請求
項２０乃至請求項３２のいずれか１項に記載のエネルギ
変換装置。
【請求項３４】前記蒸気タービンは、中圧及び低圧タ
ービンが静翼を動翼に置換した全動翼蒸気タービンであ
る、請求項２０乃至請求項３３のいずれか１項に記載の
エネルギ変換装置。
【請求項３５】前記復水器の冷却水が給湯用の供給水
である、請求項２０乃至請求項３４のいずれか１項に記
載のエネルギ変換装置。
【請求項３６】前記燃焼ガスで出力を得るタービンの
下流に設けられた排熱回収熱交換器（１１）の下流に、
ごみ焼炉熱交換器（１３）を更に有する、請求項２０乃
至請求項３５のいずれか１項に記載のエネルギ変換装
置。
【請求項３７】前記１台の特殊ガスタービン発電機
と、高圧・中圧蒸気タービン発電機と、低圧蒸気タービ
ン発電機が３軸上である、請求項２０乃至請求項３６の
いずれか１項に記載のエネルギ変換装置。
【請求項３８】前記複数台の特殊ガスタービン発電機
と、高圧・中圧蒸気タービン発電機と、低圧蒸気タービ
ン発電機が複数軸上である、請求項２０乃至請求項３７
のいずれか１項に記載のエネルギ変換装置。
【請求項３９】前記特殊ガスタービンは、圧縮機静翼
を動翼に置換して、磁気動力伝達装置により結合した全
動翼ガスタービンの燃焼器を高圧化・長大化して、その
内部に燃焼器熱交換器（４）を設けたものである、請求
項２０乃至請求項３８のいずれか１項に記載のエネルギ
変換装置。
【請求項４０】前記特殊ガスタービンは、タービン静
翼を動翼に置換して、磁気動力伝達装置により結合した
全動翼ガスタービンの燃焼器を高圧化・長大化じて、そ
の内部に、燃焼器熱交換器を設けたものである、請求項
２０乃至請求項３９のいずれか１項に記載のエネルギ変
換装置。
【請求項４１】前記複数台の特殊ガスタービンと全動
翼を含む１台の蒸気タービンが、夫夫の発電機を駆動す
る、請求項２０乃至請求項４０のいずれか１項に記載の
エネルギ変換装置。
【請求項４２】前記全動翼を含む１台の蒸気タービン
と１台の特殊ガスタービンと１台の発電機が１軸上であ
る、請求項２０乃至請求項４１のいずれか１項に記載の
エネルギ変換装置。
【請求項４３】前記１台の特殊ガスタービン発電機
と、高圧・中圧蒸気タービン発電機と、全動翼低圧蒸気
タービン発電機が３軸上である、請求項２０乃至請求項
４２のいずれか１項に記載のエネルギ変換装置。
【請求項４４】前記複数台の特殊ガスタービン発電機
と、高圧・中圧蒸気タービン発電機と、全動翼低圧蒸気
タービン発電機が複数軸上である、請求項２０乃至請求
項４３のいずれか１項に記載のエネルギ変換装置
【請求項４５】前記特殊ガスタービン発電機と、全動
翼を含む高圧・中圧蒸気タービン発電機と、全動翼低圧
蒸気タービン発電機が複数軸上である、請求項２０乃至
請求項４４のいずれか１項に記載のエネルギ変換装置。