JPS62189331A - 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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- JPS62189331A JPS62189331A JP61277775A JP27777586A JPS62189331A JP S62189331 A JPS62189331 A JP S62189331A JP 61277775 A JP61277775 A JP 61277775A JP 27777586 A JP27777586 A JP 27777586A JP S62189331 A JPS62189331 A JP S62189331A
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- F02C3/20—Gas-turbine plants characterised by the use of combustion products as the working fluid using a special fuel, oxidant, or dilution fluid to generate the combustion products
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
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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。
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Description
【発明の詳細な説明】
友１班立皇１
本発明は、燃料中の化学エネルギを転化するために燃焼
タービンを使用する型式の機械工ネル４！又は電力を生
産するための方法に関する。
タービンを使用する型式の機械工ネル４！又は電力を生
産するための方法に関する。
乱立１亘ユｌＩ
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、燃料の燃焼後に燃料から解放されたエ
ネルギを該作用流体に熱とニ して吸収させる。次にエネルギを吸収÷→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ｉ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。膨張段階に尋人される
作用流体の温庶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、燃料の燃焼後に燃料から解放されたエ
ネルギを該作用流体に熱とニ して吸収させる。次にエネルギを吸収÷→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ｉ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。膨張段階に尋人される
作用流体の温庶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
ＩＬを直接燃焼〆して圧縮空気にする段階はエネルギ添
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初見ガスによ
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。
ＩＬを直接燃焼〆して圧縮空気にする段階はエネルギ添
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初見ガスによ
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下）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。
燃焼する時の温度は約２２０４℃（４０００下）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下）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、過多聞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（＝Ｊ加荷申が
かがることを意味する。
成物の温度を約１０９３℃（２０００下）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、過多聞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（＝Ｊ加荷申が
かがることを意味する。
現存する燃焼タービンサイクルの別の欠点番よ、加圧段
階に空気の圧縮を必要とすることである。
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１幾械エネルギは、段間冷
却の使用ににって、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
減り能となる。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。
械エネルギを必要とする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１幾械エネルギは、段間冷
却の使用ににって、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
減り能となる。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。
前記制限を考慮しても、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づる機関を最高
温度で操作可能である故に、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、初見温度が高いので、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、機関の新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（ゲントの−Ｌ、１９５０年参照）。
ネルギに転化するために作用流体を使用づる機関を最高
温度で操作可能である故に、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、初見温度が高いので、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、機関の新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（ゲントの−Ｌ、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、本川１８吉中にて後文で説明す
るように、本発明の固有特性を右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、本川１８吉中にて後文で説明す
るように、本発明の固有特性を右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
は不可能な故に、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。アゲネットにＪ、る米
国特許３，３３５，５６５号の記載では、この少しの吊
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
結果を沼き、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２
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ｌＡ器内の空気に水を直接噴射
することによって、熱希釈材として働く追加水蒸気を、
中間冷却優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。
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
は不可能な故に、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。アゲネットにＪ、る米
国特許３，３３５，５６５号の記載では、この少しの吊
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
結果を沼き、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２
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ｌＡ器内の空気に水を直接噴射
することによって、熱希釈材として働く追加水蒸気を、
中間冷却優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、空気と永久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Ｊ３いて飽ｍ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、空気と永久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Ｊ３いて飽ｍ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（蒸気の発生）、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。
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麿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麿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。
複合ナイクル設備には、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ＩＲ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故に高価になる。
発電機、蒸気ドラム、蒸気タービンのＩＲ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し
、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ｌＩ！！論分析］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。
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し
、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ｌＩ！！論分析］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【
ＩＴ能な状態のままである。
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【
ＩＴ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下）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下）までの熱で
あれば、不合外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下）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下）までの熱で
あれば、不合外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。
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乃至７である。
中間冷却器において解放される熱は全てが人気中で失わ
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１゛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？、ｊｆｆｉ
が大きくなるので、システムの全体効率は低下する。
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１゛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？、ｊｆｆｉ
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ぼるこ
とによって燃焼用空気の一部分を水蒸気で置換覆る。
は給湿段階で、圧縮空気と加熱水とを直接接触さぼるこ
とによって燃焼用空気の一部分を水蒸気で置換覆る。
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
、空気圧縮の奇生負荷の低減、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
、空気圧縮の奇生負荷の低減、従ってサイクル効率の増
加にある。
Ｎ ａｋａｍｕｒａ ’４の米Ｉ Ｑ ｕ’（第４，５
３７，０２３号は米ｒ−Ｑ特治第２．１８ｔ３．７０６
号と同様のシステムを開示しており、空気圧縮機に最終
冷却器が使用されている。
３７，０２３号は米ｒ−Ｑ特治第２．１８ｔ３．７０６
号と同様のシステムを開示しており、空気圧縮機に最終
冷却器が使用されている。
最終冷月ｌ器は給湿器から出る水の湿度を低下さし、こ
れにより低レベルの熱をかなりの！￥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Ｎ
ａｋａｍｕｒａ等の特許で示されたデータによれば約１
．４％である。
れにより低レベルの熱をかなりの！￥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Ｎ
ａｋａｍｕｒａ等の特許で示されたデータによれば約１
．４％である。
ｖ ａｒｔｉｎｋａのシステム及びＮ ａｋａｍｕｒａ
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、熱を動力に転化覆るいかなる動
力サイクルでもある程度の熱廃ｌ！はやむを得ない。サ
イクル効率を向上させるには、廃棄熱ｍ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
。Ｍ ａｒｔｉｎｋａのシステム及びＮ ａｋａｍｕｒ
ａ等のシステムのいずれにおいて・し、廃棄熱の質が煙
突覇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。
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、熱を動力に転化覆るいかなる動
力サイクルでもある程度の熱廃ｌ！はやむを得ない。サ
イクル効率を向上させるには、廃棄熱ｍ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
。Ｍ ａｒｔｉｎｋａのシステム及びＮ ａｋａｍｕｒ
ａ等のシステムのいずれにおいて・し、廃棄熱の質が煙
突覇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。
かくて本発明の目的は、熱希釈材及び作動流体として使
用する余分な空気の一部又は全てを水蒸気に代える燃焼
タービンを使用して、燃料から機械エネルギ又は電力を
生産するための工程を提供することである。水蒸気は極
めて効果的な方法でシステムに導入される。すなわち液
体としてポンプにより注入した後で低温蒸発させる。ガ
ス（空気）の圧縮と比較した場合液体のポンプ注入には
機械エネルギをほとんど必要としない。同様に水の気化
は、逆流多段給湯作業において低レベル熱を使用して実
施される。多段給湿が、圧縮空気の湿度を加熱媒体の温
度に接近させ、熱力学的不可逆性を最小とする。
用する余分な空気の一部又は全てを水蒸気に代える燃焼
タービンを使用して、燃料から機械エネルギ又は電力を
生産するための工程を提供することである。水蒸気は極
めて効果的な方法でシステムに導入される。すなわち液
体としてポンプにより注入した後で低温蒸発させる。ガ
ス（空気）の圧縮と比較した場合液体のポンプ注入には
機械エネルギをほとんど必要としない。同様に水の気化
は、逆流多段給湯作業において低レベル熱を使用して実
施される。多段給湿が、圧縮空気の湿度を加熱媒体の温
度に接近させ、熱力学的不可逆性を最小とする。
本発明方法の目的は、廃棄熱の巳と質との双方を最低限
に抑制し、その結果としてサイクルの熱効率を有意に向
上させることである。中間冷が中及び給湯直前に低レベ
ル熱が圧縮空気から廃棄される。このように廃棄される
熱の賀及び足の積ｔま煙突研のガスとしてＲ棄される値
よりも小さい。
に抑制し、その結果としてサイクルの熱効率を有意に向
上させることである。中間冷が中及び給湯直前に低レベ
ル熱が圧縮空気から廃棄される。このように廃棄される
熱の賀及び足の積ｔま煙突研のガスとしてＲ棄される値
よりも小さい。
これは、空気冷却器、冷却水交換器又は冷却システムを
介して行なわれる。
介して行なわれる。
かくて本発明の方法により希釈空気を圧縮する時の付加
荷重が減少し、熱効率が更に高い動力生産サイクルが得
られる。同様に圧縮空気の給湿によって酸化窒素が減少
するが、これは当然のことながら環境保護に通じる。又
本発明は、飽和装置内にて圧縮空気を直接接触させるこ
とによって熱力学的に効果のある方法で圧縮空気に給湿
する装本発明の他の特徴及び利貞は、本発明の実施例を
非制限例として示す添附の図面を参照して以下に詳述す
る。
荷重が減少し、熱効率が更に高い動力生産サイクルが得
られる。同様に圧縮空気の給湿によって酸化窒素が減少
するが、これは当然のことながら環境保護に通じる。又
本発明は、飽和装置内にて圧縮空気を直接接触させるこ
とによって熱力学的に効果のある方法で圧縮空気に給湿
する装本発明の他の特徴及び利貞は、本発明の実施例を
非制限例として示す添附の図面を参照して以下に詳述す
る。
第１図を参照して説明すると、路線１がらの空気は、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Ｉ１
２の第１段軒から出る圧縮空気は約１４９℃（３００丁
）乃至２０４℃（４００″Ｆ）の温度であり、熱交換器
６を通過する時に路線７を通過づる水と熱交換する。か
くて圧縮空気の温度は約４℃（４０下）乃￥Ｚ１２１℃
（２５０″Ｆ：）、代表的には約２１℃（７０下）乃至
６０℃（１４０’Ｆ ）まで陣下し、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。
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Ｉ１
２の第１段軒から出る圧縮空気は約１４９℃（３００丁
）乃至２０４℃（４００″Ｆ）の温度であり、熱交換器
６を通過する時に路線７を通過づる水と熱交換する。か
くて圧縮空気の温度は約４℃（４０下）乃￥Ｚ１２１℃
（２５０″Ｆ：）、代表的には約２１℃（７０下）乃至
６０℃（１４０’Ｆ ）まで陣下し、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ａ１０を介して空気圧縮機から出る圧縮空気の温度は
約１４９℃（３００下）乃至約２０４℃（４００丁）で
あり、熱交換器１１を通過する時に路［１１２を通る水
ど熱交換する。従って圧縮空気の温度は約４℃（４０下
）乃至１２１℃（２５０”Ｆ ） 、代表的には約４６
℃（１１５°「）乃至９３℃（２００下）まで降下する
。
約１４９℃（３００下）乃至約２０４℃（４００丁）で
あり、熱交換器１１を通過する時に路［１１２を通る水
ど熱交換する。従って圧縮空気の温度は約４℃（４０下
）乃至１２１℃（２５０”Ｆ ） 、代表的には約４６
℃（１１５°「）乃至９３℃（２００下）まで降下する
。
路線７の水は熱交換器６内にお１ノる熱交換の（νで約
１４９℃（３００°Ｆ）乃至約２０４℃（４００下）の
混用で飽和Ｓ！！：１ｉ１５の頂部に導入される。該飽
和装置内接触するので、熱力学的効率が改良される。こ
れは本発明の車要な特徴の１つである。飽和装置の作用
圧力は約２００〜６００ｐＳ ｉで、該温度にお（）る
水の温度は約１４９℃（３００丁）〜約２０４℃（４０
０°Ｆ）である。蒸発後に残留する水は路線１６を介し
て飽和＠置１５の底部から除去され、必要に応じて望ま
しくは熱廃棄用交換器１８及び路線１９を介しで１７に
おいて吸込まれ一路１ｉ１７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。
１４９℃（３００°Ｆ）乃至約２０４℃（４００下）の
混用で飽和Ｓ！！：１ｉ１５の頂部に導入される。該飽
和装置内接触するので、熱力学的効率が改良される。こ
れは本発明の車要な特徴の１つである。飽和装置の作用
圧力は約２００〜６００ｐＳ ｉで、該温度にお（）る
水の温度は約１４９℃（３００丁）〜約２０４℃（４０
０°Ｆ）である。蒸発後に残留する水は路線１６を介し
て飽和＠置１５の底部から除去され、必要に応じて望ま
しくは熱廃棄用交換器１８及び路線１９を介しで１７に
おいて吸込まれ一路１ｉ１７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下）〜約１１７℃（３５０
°Ｆ）の飽和空気である給湯空気は、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
入される萌に飽和空気を予熱する。燃焼用燃料は路線２
５を介して導入され、路線２６を介して出る気体性燃焼
生成物によってタービン２２が駆動する。
°Ｆ）の飽和空気である給湯空気は、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
入される萌に飽和空気を予熱する。燃焼用燃料は路線２
５を介して導入され、路線２６を介して出る気体性燃焼
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Ｓ造も使用可能である。
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Ｓ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
通過づ“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１１３２を介して補給水を追
加可能である。
通過づ“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１１３２を介して補給水を追
加可能である。
す、これらの変形の例を第２図に示す。即ち、第２図の
具体例では、熱廃棄が交換器３５で行なわれる。該交換
器において、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。
具体例では、熱廃棄が交換器３５で行なわれる。該交換
器において、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機の第二段に導入
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
の具体例においては、補給水はうイン７で水と合流し中
間冷却器６に入る前に交換器３８内での熱交換によって
加熱される。
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
の具体例においては、補給水はうイン７で水と合流し中
間冷却器６に入る前に交換器３８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史換効率を更に改良するため
の別の処ｌ！１′！Ｒｆｆｉ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ｍを増加するために
、サイクルを別の方法の熱口収プロセスに組み込んでも
よい。給湯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史換効率を更に改良するため
の別の処ｌ！１′！Ｒｆｆｉ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ｍを増加するために
、サイクルを別の方法の熱口収プロセスに組み込んでも
よい。給湯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Ｎ ａｋａ
ｍｕｒａ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
Ｎ ａｋａｍｕｒａ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Ｎ ａｋａ
ｍｕｒａ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
Ｎ ａｋａｍｕｒａ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。
実施例１ ： Ｎａｋａｍｕｒａ （Ｊ）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 η（３＝０．９８５ ｔ’！焼効率 η３−０．９９９ （ｂ）圧縮機入口の周囲空気条件 瀉ｒ１１５℃ 圧力 １．０３３ａｔａ 相対溜置 ６０％ 流 量 乾燥空気 １Ｋｇモル／秒 水 ０．０１０１に９モル／秒（ｃ） ｔ’ｉ
料 種 類 天然ガス 温 度 １５℃ 高温加熱値（ｅ℃） ２４５．２００にｃａｌ／にｇモル 低温加熱価（ｅ℃） ２２１ 、６００にｃａｌ／に９モル （ｄ）総圧力損 １５．２％ ＜６）補給水 温 １ １５℃ 流 量 ０．１３２Ｋｌ；１モル／秒（ｆ）ター
ビン入口条件 圧 力 ６ ａｔａ 温 度 ｉ、ｏｏｏ℃（ｅ）熱交換器
の最小温度差 高温再生器Ｒ１３０℃ 低温再生器Ｒ２２０℃ ！！料予熱器Ｒ３３０℃ 中間冷却器ＩＣ２０℃ （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 きは、再生ガスタービン勺イクル での低湿圧縮空気の利用度を配置！す る。
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 η（３＝０．９８５ ｔ’！焼効率 η３−０．９９９ （ｂ）圧縮機入口の周囲空気条件 瀉ｒ１１５℃ 圧力 １．０３３ａｔａ 相対溜置 ６０％ 流 量 乾燥空気 １Ｋｇモル／秒 水 ０．０１０１に９モル／秒（ｃ） ｔ’ｉ
料 種 類 天然ガス 温 度 １５℃ 高温加熱値（ｅ℃） ２４５．２００にｃａｌ／にｇモル 低温加熱価（ｅ℃） ２２１ 、６００にｃａｌ／に９モル （ｄ）総圧力損 １５．２％ ＜６）補給水 温 １ １５℃ 流 量 ０．１３２Ｋｌ；１モル／秒（ｆ）ター
ビン入口条件 圧 力 ６ ａｔａ 温 度 ｉ、ｏｏｏ℃（ｅ）熱交換器
の最小温度差 高温再生器Ｒ１３０℃ 低温再生器Ｒ２２０℃ ！！料予熱器Ｒ３３０℃ 中間冷却器ＩＣ２０℃ （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 きは、再生ガスタービン勺イクル での低湿圧縮空気の利用度を配置！す る。
（ＩＩ）結果
（ａ）廃ガス
温 度 ８２．７℃
流 吊 １，１５に９モル／秒（ｂ）圧縮機出
口瀉麿（△Ｃ２） １４８℃ （ｃ）送り端動力出力 ８６９０に賛 （ｄ）送り端然効率（ＬＨＶ） ５０．２％ 実施例２：ＲＡＯの方法 （Ｉ） 条 件 （ａ）効 率 圧縮ｆ１断熱効率 ηＧ＝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 η３ ＝ ０．９９９ （ｂ）圧縮機入口の周囲空気条件 温度 １５℃ 圧力 １ 、０３３ａ ｔａ 相対湿度 ６０％ 流 量 乾燥空気 １に９モル／秒 水 ｏ、０１０１Ｋｇモル／秒（ｃ）燃 料 種 類 天然ガス 温 度 １５℃ ＩＳ温加熱値（ｅ℃） ２４５．２００Ｋｃａｌ／に９モル 低温加熱値（ｅ℃） ２２１．６００にｃａｌ／に９モル （ｄ）総圧力＠ １５．２％ （ｅ）補給水 温 ［１５℃ 流 １ ０．１４４Ｋｇモル／秒（ｆ）タービン
入口条件 圧 力 ６ ａｔａ温 度
１，０００℃ （ｅ）熱交１１２！器の最小温度差及び／又は交換器の
出口条件 高温再生器Ｒ１３０℃ 低温再生器Ｒ２２０℃ １！料予熱器Ｒ３３０℃ 中間冷却器ＩＣ２０℃ 自己加熱交換器（ＳＲ） 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 きは、再生ガスタービンシイクル での低温圧縮空気の利用度をＩＩ“ る。
口瀉麿（△Ｃ２） １４８℃ （ｃ）送り端動力出力 ８６９０に賛 （ｄ）送り端然効率（ＬＨＶ） ５０．２％ 実施例２：ＲＡＯの方法 （Ｉ） 条 件 （ａ）効 率 圧縮ｆ１断熱効率 ηＧ＝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 η３ ＝ ０．９９９ （ｂ）圧縮機入口の周囲空気条件 温度 １５℃ 圧力 １ 、０３３ａ ｔａ 相対湿度 ６０％ 流 量 乾燥空気 １に９モル／秒 水 ｏ、０１０１Ｋｇモル／秒（ｃ）燃 料 種 類 天然ガス 温 度 １５℃ ＩＳ温加熱値（ｅ℃） ２４５．２００Ｋｃａｌ／に９モル 低温加熱値（ｅ℃） ２２１．６００にｃａｌ／に９モル （ｄ）総圧力＠ １５．２％ （ｅ）補給水 温 ［１５℃ 流 １ ０．１４４Ｋｇモル／秒（ｆ）タービン
入口条件 圧 力 ６ ａｔａ温 度
１，０００℃ （ｅ）熱交１１２！器の最小温度差及び／又は交換器の
出口条件 高温再生器Ｒ１３０℃ 低温再生器Ｒ２２０℃ １！料予熱器Ｒ３３０℃ 中間冷却器ＩＣ２０℃ 自己加熱交換器（ＳＲ） 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 きは、再生ガスタービンシイクル での低温圧縮空気の利用度をＩＩ“ る。
（Ｉｔ） 結 果
（ａ）廃ガス
温 度 ７５．６℃
流 吊 １．１８にｇ［ル／秒
（ｂ）圧縮機出口温度（Ａｃ１）
１５７℃
（ｃ）送り電動力出力
１０９４７に―
（ｄ）送り電熱効率（ＬＨＶ）
５１．０６％
Ｎ ａｋａｌｌｕｒａ等のシステムはガスタービン燃焼
温度１８３２千のとき圧力比的６でピーク効率を示す。
温度１８３２千のとき圧力比的６でピーク効率を示す。
しかし乍ら本発明のサイクルは、同じ１８３２下のガス
タービン燃焼温度のとき圧力比的１０．５でピーク効率
を示す。２つのシステムのピーク性能を比較すると、本
発明方法の加熱レートはＮ ａｋａｌｎｕｒａ等のシス
テムよりも約１．６％低い。これはＮ ａｋａｍｕｒａ
等の方法よりも高度な改良であり、最終冷却器の使用に
よって得られたものである。また本発明の方法では例え
ば６；１〜ｊ〆、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。
タービン燃焼温度のとき圧力比的１０．５でピーク効率
を示す。２つのシステムのピーク性能を比較すると、本
発明方法の加熱レートはＮ ａｋａｌｎｕｒａ等のシス
テムよりも約１．６％低い。これはＮ ａｋａｍｕｒａ
等の方法よりも高度な改良であり、最終冷却器の使用に
よって得られたものである。また本発明の方法では例え
ば６；１〜ｊ〆、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υイクル熱効率を給泥段階に尋人される温度の
関数として示すプロットである。このブロン１〜によれ
ば、給湯器への給湯温度が最低のどぎにサイクル効率が
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。このブロン１〜によれ
ば、給湯器への給湯温度が最低のどぎにサイクル効率が
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、給泥段階へ
の圧縮空気の予冷を行なって給湯器からでる水の温度を
できるだけ低くする。しかし乍ら、この場合、給湯器に
入る空気と給湯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。
の圧縮空気の予冷を行なって給湯器からでる水の温度を
できるだけ低くする。しかし乍ら、この場合、給湯器に
入る空気と給湯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。
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、給湯器に入る空気と給湯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方法による対応する温度より高温に
なる。
の欠点は、給湯器に入る空気と給湯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方法による対応する温度より高温に
なる。
本発明方法の重要な利点は熱効率の有意な改良にある。
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。
のような改良は以下の数値より明らかであろう。
Ｎ〜ｋａｍｕ、ｒａ等の方法による５００Ｍ Ｗ勤カプ
ラントで１８３２°Ｆの燃焼温度のガスタービンでの所
要燃料１ｉ２．９８ｘ１０７ＭＭＢＴＵ／年である。
ラントで１８３２°Ｆの燃焼温度のガスタービンでの所
要燃料１ｉ２．９８ｘ１０７ＭＭＢＴＵ／年である。
＝ ２．９３ｘ １０７Ｍ Ｍ Ｂ Ｔ ＬＪ ／年従
って改良型動力サイクルで節減される燃料は、−（２，
９８ｘ１０ −２．９３ｘ１０７） ＭＭＢＴＵ／年−
０，０５ｘ１０７ＭＭＢＴＵ／丼 ＄２Ｘ１０６／−年νの年間節減（燃料比を＄４／ＭＭ
ＢＴＵとする）に相当する。
って改良型動力サイクルで節減される燃料は、−（２，
９８ｘ１０ −２．９３ｘ１０７） ＭＭＢＴＵ／年−
０，０５ｘ１０７ＭＭＢＴＵ／丼 ＄２Ｘ１０６／−年νの年間節減（燃料比を＄４／ＭＭ
ＢＴＵ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Ｒ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）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下）乃至６０℃（１
４０°Ｆ）の範囲の水を循環させる給湯装置を予熱する
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
、効宋的な射、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）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下）乃至６０℃（１
４０°Ｆ）の範囲の水を循環させる給湯装置を予熱する
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
、効宋的な射、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１ポンド
当りの総水分を０．２６〜０．５ポンドの範囲にしても
よい。
当りの総水分を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４，０８
５，５９１号において計算可能である。これは１’３！
１！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。
５，５９１号において計算可能である。これは１’３！
１！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
覆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。
覆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、逆流多段組４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ＤＩサイクルと比
較して効率が高い故に熱汚染及び水消費迅が低く、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（ト）を余低なく
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ＤＩサイクルと比
較して効率が高い故に熱汚染及び水消費迅が低く、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（ト）を余低なく
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、
システムの効率と訂容聞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。
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、
システムの効率と訂容聞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１例えば複数
位置に水を導入する＠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。
位置に水を導入する＠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。
第１図は、タービンに軸方向結合されたす←啼二段空気
圧縮機を使用する本発明方法の１つの具体例を示す概略
図、第２図は低レベル熱廃棄モードを使用する本発明方
法の変形具体例の概略図、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・・・・・・
熱交換器、１５・・・・・・飽和装置、２１・・・・・
・熱回収装首、２２・・・・・・タービン、２４・・・
・・・燃焼器、３０・・・・・・発電機、３３・・・・
・・ポンプ。 代理人弁理士 中 村 至 痔カニＣ籾伶＊壓・う斗り砕、り１ 手続補正書 昭和６２年２月８日 ２、発明の名称 動力発生方法 ３、補正をする省 事件との関係 特許出願人 名 称 フルオー・コーポレイション４、代 理 人
東京都新宿区新宿１丁目１番１４号 山田ビル（
郵便番号１６０） Ｙｉ話（ｅ３） ３５＋１−８６
２３（１３２００） 弁理士 川 口 義 雄
。 （ほか１名） ５、補正命令の日付 自 発 ６、補正により増加する発明の数 Ｏ）委任状及び同訳文を別紙の通り補充する。
圧縮機を使用する本発明方法の１つの具体例を示す概略
図、第２図は低レベル熱廃棄モードを使用する本発明方
法の変形具体例の概略図、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・・・・・・
熱交換器、１５・・・・・・飽和装置、２１・・・・・
・熱回収装首、２２・・・・・・タービン、２４・・・
・・・燃焼器、３０・・・・・・発電機、３３・・・・
・・ポンプ。 代理人弁理士 中 村 至 痔カニＣ籾伶＊壓・う斗り砕、り１ 手続補正書 昭和６２年２月８日 ２、発明の名称 動力発生方法 ３、補正をする省 事件との関係 特許出願人 名 称 フルオー・コーポレイション４、代 理 人
東京都新宿区新宿１丁目１番１４号 山田ビル（
郵便番号１６０） Ｙｉ話（ｅ３） ３５＋１−８６
２３（１３２００） 弁理士 川 口 義 雄
。 （ほか１名） ５、補正命令の日付 自 発 ６、補正により増加する発明の数 Ｏ）委任状及び同訳文を別紙の通り補充する。
Claims (12)
- （１）燃焼タービンを使用し、該タービン内の燃焼希釈
材として水蒸気を供給するために燃焼段階以前に多段向
流によって圧縮気体媒体に給湿する段階を包含する動力
発生法にして、該水の温度が該圧縮気体媒体と接触する
とき作用圧力において沸点以下であり、該圧縮気体を給
湿段階以前に水と熱交換させ、これによって該水の温度
を上昇させ該圧縮気体媒体の温度を下降させること、及
び、給湿以前に前記圧縮気体媒体を予冷することによっ
て動力発生サイクルから熱を廃棄することを特徴とする
動力発生方法。 - （２）（ａ）気体媒体を所定圧力に圧縮し、（ｂ）圧縮
気体媒体を水で最終冷却して、該水の温度を上昇させ前
記圧縮空気の温度を下降させ、（ｃ）前記圧縮気体媒体
に給湿して前記タービン内の燃焼熱希釈材として水蒸気
を供給するために、多段向流段階で前記圧縮気体媒体を
前記加熱水と接触させ、 （ｄ）前記圧縮気体媒体と加熱水との接触段階以前に気
体媒体の予冷によってサイクルからの熱廃棄を行なうこ
とを特徴とする燃焼ガスタービンを使用する動力発生方
法。 - （３）（ａ）気体媒体を所定圧力に圧縮し、（ｂ）前記
圧縮段階を中間水冷段階で行ない、加熱された水を圧縮
気体媒体の給湿に使用し、 （ｃ）給湿段階のために多段向流段階で前記圧縮気体媒
体を前記加熱水と接触させ、 （ｄ）前記圧縮中の中間冷却段階でサイクルからの熱廃
棄を行なうことを特徴とする燃焼ガスタービンを使用す
る動力発生方法。 - （４）（ａ）気体媒体を所定圧力に圧縮し、（ｂ）前記
圧縮段階を中間水冷段階で行ない、加熱された水を圧縮
気体媒体の給湿に使用し、 （ｃ）給湿段階のために多段向流段階で前記圧縮気体媒
体を前記加熱水と接触させ、 （ｄ）燃料を給湿気体媒体と共に燃焼させ、（ｅ）動力
発生用ガスタービンを駆動し、 （ｆ）前記圧縮中の中間冷却段階では中間冷却に使用す
る以前の循環水から熱を廃棄することを特徴とする燃焼
ガスタービンを使用する動力発生方法。 - （５）（ａ）気体媒体を所定圧力に圧縮し、（ｂ）前記
圧縮段階を最終水冷段階で行ない、加熱された水を圧縮
気体媒体の給湿に使用し、 （ｃ）給湿段階のために多段向流段階で前記圧縮気体媒
体を前記加熱水と接触させ、 （ｄ）燃料を給湿気体媒体と共に燃焼させ、（ｅ）動力
発生用ガスタービンを駆動し、 （ｆ）圧縮後の最終冷却段階で最終圧縮に使用する以前
の循環水から熱を廃棄することを特徴とする燃焼ガスタ
ービンを使用する動力発生方法。 - （６）給湿された圧縮媒体をガスタービン排気で予熱し
次に燃焼用燃料と混合することを特徴とする特許請求の
範囲第１項から第５項のいずれかに記載の方法。 - （７）ガスタービン排気中で加熱された水が給湿段階で
使用されることを特徴とする特許請求の範囲第１項から
第６項のいずれかに記載の方法。 - （８）動力サイクルの外部ソースによって加熱された水
が給湿段階で使用されることを特徴とする特許請求の範
囲第１項から第７項のいずれかに記載の方法。 - （９）総圧縮比が６：１〜３４：１の範囲であることを
特徴とする特許請求の範囲第７項又は第８項に記載の方
法。 - （１０）給湿された圧縮気体媒体の水蒸気含量が乾燥気
体媒体１ポンド当たり０．２６〜０．５ポンドであるこ
とを特徴とする特許請求の範囲第８項に記載の方法。 - （１１）燃料がガスタービン排気によって予処理される
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項から第５項のい
ずれかに記載の方法。 - （１２）燃料ガスが中間冷却器、最終冷却器及びガスタ
ービン排気で加熱された水を使用して給湿されることを
特徴とする特許請求の範囲第１項から第５項のいずれか
に記載の方法。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US80051885A | 1985-11-21 | 1985-11-21 | |
| US800518 | 1997-02-14 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62189331A true JPS62189331A (ja) | 1987-08-19 |
| JPH0749776B2 JPH0749776B2 (ja) | 1995-05-31 |
Family
ID=25178602
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61277775A Expired - Fee Related JPH0749776B2 (ja) | 1985-11-21 | 1986-11-20 | 燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法 |
Country Status (6)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0749776B2 (ja) |
| KR (1) | KR940004338B1 (ja) |
| BE (1) | BE905234R (ja) |
| FR (1) | FR2590319B1 (ja) |
| MX (1) | MX170106B (ja) |
| ZA (1) | ZA868727B (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011508139A (ja) * | 2007-12-21 | 2011-03-10 | グリーン パートナーズ テクノロジー ホールディングス ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 気化性液体供給装置を採用するガスタービン・システム及び方法 |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR101228342B1 (ko) * | 2011-06-10 | 2013-01-31 | 삼성테크윈 주식회사 | 저온 연소기 및 이를 포함하는 압축 가스 저장 동력 발생 시스템 |
Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS58101226A (ja) * | 1981-12-10 | 1983-06-16 | Mitsubishi Gas Chem Co Inc | ガスタ−ビンサイクル |
| US4537023A (en) * | 1981-12-10 | 1985-08-27 | Mitsubishi Gas Chemical Company, Inc. | Regenerative gas turbine cycle |
| JPS60184932A (ja) * | 1984-02-01 | 1985-09-20 | フルオ−・コ−ポレイシヨン | 燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法、及び動力発生用の気体の燃焼方法 |
-
1986
- 1986-08-05 BE BE0/217015A patent/BE905234R/fr not_active IP Right Cessation
- 1986-11-11 MX MX004317A patent/MX170106B/es unknown
- 1986-11-18 ZA ZA868727A patent/ZA868727B/xx unknown
- 1986-11-20 KR KR1019860009804A patent/KR940004338B1/ko not_active IP Right Cessation
- 1986-11-20 JP JP61277775A patent/JPH0749776B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 1986-11-20 FR FR8616168A patent/FR2590319B1/fr not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS58101226A (ja) * | 1981-12-10 | 1983-06-16 | Mitsubishi Gas Chem Co Inc | ガスタ−ビンサイクル |
| US4537023A (en) * | 1981-12-10 | 1985-08-27 | Mitsubishi Gas Chemical Company, Inc. | Regenerative gas turbine cycle |
| JPS60184932A (ja) * | 1984-02-01 | 1985-09-20 | フルオ−・コ−ポレイシヨン | 燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法、及び動力発生用の気体の燃焼方法 |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011508139A (ja) * | 2007-12-21 | 2011-03-10 | グリーン パートナーズ テクノロジー ホールディングス ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 気化性液体供給装置を採用するガスタービン・システム及び方法 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| KR940004338B1 (ko) | 1994-05-23 |
| ZA868727B (en) | 1987-08-26 |
| FR2590319A1 (fr) | 1987-05-22 |
| BE905234R (fr) | 1986-12-01 |
| JPH0749776B2 (ja) | 1995-05-31 |
| FR2590319B1 (fr) | 1994-05-27 |
| KR870005164A (ko) | 1987-06-05 |
| MX170106B (es) | 1993-08-09 |
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Legal Events
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|---|---|---|---|
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