WO2007000811A1 - 蒸気動力サイクルシステム - Google Patents

蒸気動力サイクルシステム Download PDF

Info

Publication number
WO2007000811A1
WO2007000811A1 PCT/JP2005/011857 JP2005011857W WO2007000811A1 WO 2007000811 A1 WO2007000811 A1 WO 2007000811A1 JP 2005011857 W JP2005011857 W JP 2005011857W WO 2007000811 A1 WO2007000811 A1 WO 2007000811A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
working fluid
shell
phase
liquid
heat
Prior art date
Application number
PCT/JP2005/011857
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Yasuyuki Ikegami
Kiyohiko Aiba
Shinji Okabe
Original Assignee
Saga University
Xenesys Inc.
Jitsuhara, Sadayuki
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Saga University, Xenesys Inc., Jitsuhara, Sadayuki filed Critical Saga University
Priority to JP2007523259A priority Critical patent/JP4669964B2/ja
Priority to PCT/JP2005/011857 priority patent/WO2007000811A1/ja
Publication of WO2007000811A1 publication Critical patent/WO2007000811A1/ja

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B1/00—Methods of steam generation characterised by form of heating method
    • F22B1/02—Methods of steam generation characterised by form of heating method by exploitation of the heat content of hot heat carriers
    • F22B1/021—Methods of steam generation characterised by form of heating method by exploitation of the heat content of hot heat carriers with heating tubes in which flows a non-specified heating fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K25/00—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for
    • F01K25/04—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for the fluid being in different phases, e.g. foamed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/16—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged in parallel spaced relation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D9/00—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D9/0006—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the plate-like or laminated conduits being enclosed within a pressure vessel
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0061—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for phase-change applications
    • F28D2021/0064—Vaporizers, e.g. evaporators

Definitions

  • the present invention relates to a steam power cycle system that obtains motive energy by circulating a mixed working fluid of a plurality of substances while heating and cooling and performing work on the working fluid that repeats phase change, and in particular, working fluid.
  • the present invention relates to a steam power site system that improves the thermal efficiency of the entire system by improving the configuration of each device that causes a phase change in the system, as well as reducing the size and cost of each part of the system.
  • the conventional steam power cycle system has an evaporator, a turbine, a condenser, and a pump as well as a general Rankine cycle as a steam power cycle, and a gas phase after expansion on the front side of the condenser.
  • a heater for exchanging heat between a high-temperature gas-phase working fluid extracted from the middle of a turbine arranged in a plurality of stages and a low-temperature liquid-phase working fluid.
  • This conventional steam power cycle system can increase thermal efficiency compared to a general Rankine cycle using a single working fluid, and in particular, turbine power is also extracted and gas phase operation is performed by an absorber.
  • turbine power is also extracted and gas phase operation is performed by an absorber.
  • Patent Document 1 JP-A-7-91361
  • a conventional steam power cycle using a mixed fluid has the configuration shown in the above-mentioned patent document, and although the thermal efficiency can be increased as compared with a cycle using a single working fluid, Since gas-liquid separators that are about the same size as half of the evaporator and absorbers that are about the same size as or larger than the condenser are used, these occupy a large space in the system. In addition to making the compact size difficult, heat loss and pump loss due to the existence of piping between each device can not be ignored, and the amount of work that can be obtained from heat energy as effective work is reduced. Had problems.
  • the working fluid that has been extracted from the turbine and subjected to heat exchange with the heater is joined to the working fluid that is discharged from the condenser and directed to the evaporator.
  • the working fluid force of each flow force on the rear stage side of this tank is directed toward the regenerator and evaporator on the rear stage side without smooth backflow.
  • a pump is arranged to do so.
  • the pump-power heater that pumps the liquid-phase working fluid to the rear stage side of the cycle is provided at two locations on the front stage side of the heater and the front stage side of the regenerator. Because of this arrangement relationship, the pumps are affected by each other's operating conditions and immediately follow changes in load to keep the discharge flow rate balance of both pumps. As a result, the operation of the cycle becomes unstable due to a malfunction of the pump operation, and as a result, a fine adjustment of the pump operation state is required and the cost for control increases. And
  • the present invention has been made in order to solve the above-mentioned problems, and by optimizing the configuration and arrangement of each device such as heat exchange during the cycle, the heat energy based on the temperature difference between the high-temperature heat source and the low-temperature heat source is provided.
  • the purpose of the present invention is to provide a steam power cycle system that can be used effectively, can secure sufficient efficiency, and can realize a compact system and low cost.
  • Means for solving the problem [0009]
  • the steam power cycle system according to the present invention causes at least a part of the working fluid to exchange heat with a predetermined high-temperature heat source in a liquid phase in a working fluid in which a plurality of fluids having different boiling points are mixed.
  • An evaporator that evaporates the gas, a turbine that introduces the vapor phase of the working fluid, which converts the thermal energy held by the fluid into motive power, and a gaseous working fluid that exits the turbine into a predetermined low-temperature heat source.
  • a vapor power cycle system comprising at least a condenser for exchanging heat with the working fluid to condense the working fluid and a pump for feeding the liquid low-temperature working fluid exiting the condenser to the evaporator.
  • a shell that is a hollow pressure vessel, and a heat exchanging portion that is disposed in the shell and has an inlet / outlet of the fluid to be heat exchanged at both longitudinal ends, and the flow of the working fluid in the heat exchanging portion Other than exit
  • Each inflow / outlet is extended to the outside of the shell and isolated from the internal space of the shell, while the outflow port of the working fluid in the heat exchange section is in open communication with the internal space of the shell,
  • the high-temperature working fluid that has flowed into the inner space of the heat exchanging part of the heat exchange part in the shell is separated into a gas phase component and a liquid phase component in the inner space, and the shell force, the gas phase working fluid, and the liquid phase working fluid are respectively separated. It is taken out separately.
  • a heat exchange part that exchanges heat between a high-temperature heat source and a working fluid
  • a shell that surrounds the heat exchange part
  • the internal space of the shell communicates only with the working fluid outlet among the inflow / outflow ports of each heat exchange target fluid in the heat exchanging section, and the liquid exchanging fluid is heated with the high-temperature heat source in the heat exchanging section.
  • the mixed phase is mixed in this internal space.
  • the working fluid in the state is separated into the gas phase component and the liquid phase component, so that the vaporizer working force and the liquid phase working fluid can be taken out separately, and the evaporator also functions as a gas-liquid separator.
  • the gas-liquid separator that was normally required separately from the evaporator can be omitted, and the space required for equipment arrangement can be reduced compared to the case where the evaporator and the gas-liquid separator are arranged separately.
  • the entire system can be made compact and low-cost.
  • piping associated with the gas-liquid separator can be omitted, reducing the pressure loss and heat loss associated with the presence of the piping, increasing the amount of work that can be effectively taken out, and reducing the temperature difference between the high-temperature heat source and the low-temperature heat source. Sufficient power can be generated.
  • the steam power cycle system causes at least a part of the working fluid to exchange heat with a predetermined high-temperature heat source in a liquid phase in all working fluids in which a plurality of fluids having different boiling points are mixed.
  • An evaporator that evaporates the gas
  • a turbine that introduces the vapor phase of the working fluid, which converts the thermal energy held by the fluid into motive power
  • the vapor-phase working fluid that exits the turbine into a predetermined low-temperature heat source
  • a steam power cycle system comprising at least a condenser for heat exchange with the condenser to condense the working fluid and a pump for feeding the liquid low-temperature working fluid exiting the condenser to the evaporator.
  • a pressure vessel a heat exchange part that is disposed in the shell and has an inlet / outlet of a fluid to be heat exchanged at both ends in the longitudinal direction, and a gas-phase working fluid into the shell internal space.
  • Product A sprinkling part that sprays the fluid inflow part, and the fluid inflow / outlet that is a low-temperature heat source in the heat exchange part extends outside the shell and is isolated from the shell internal space, When the inflow / outlet of the working fluid in the exchange unit is in open communication with the inner space of the shell, and the working fluid of each phase flows into the inner space of the shell, the sprayed liquid phase working fluid is unified.
  • the liquid-phase working fluid and the gas-phase working fluid are mixed together while absorbing the gas-phase working fluid of the part.
  • the working fluid force S flowing out from the outlet of the heat exchange section into the shell internal space is separated into a gas phase component and a liquid phase component in the inner space, and the shell force gas phase working fluid and Liquid phase working fluids are taken out separately. It is.
  • a condenser that forms a part of a power cycle
  • a heat exchange unit that exchanges heat between a low-temperature heat source and a working fluid
  • a shell that surrounds the heat exchange unit
  • a shell that surrounds the heat exchange unit
  • a sprinkler for spraying the liquid-phase working fluid is provided in the interior, and the internal space of the shell is communicated only to the working fluid inlet / outlet, so that the gas-phase working fluid and the liquid-phase working fluid introduced into the shell Mixing in the internal space, this mixed phase working fluid flows into the heat exchange section and exchanges heat with the low-temperature heat source, so that part of the gas phase working fluid becomes liquid working fluid in the shell internal space.
  • the conventionally used absorber can be omitted, and the condenser also has the function of an absorber.
  • the space required for the equipment arrangement can be reduced, and the degree of freedom in the arrangement can be increased, so that the entire system can be made compact and the cost can be reduced.
  • piping associated with the absorber can be omitted, reducing the pressure loss and heat loss associated with the piping, increasing the amount of work that can be taken out effectively, and even if the temperature difference between the high-temperature and low-temperature heat sources is small Power can be generated.
  • gas phase and liquid phase working fluids are uniformly mixed in the shell and allowed to flow into the heat exchange section, thereby condensing the gas phase without excessively reducing the temperature of the heat exchange surface.
  • the heat exchange efficiency in the condenser can be significantly increased.
  • the steam power cycle system causes at least a part of the working fluid to exchange heat with a predetermined high-temperature heat source in a liquid phase in all working fluids in which a plurality of fluids having different boiling points are mixed.
  • An evaporator for evaporating the vapor two turbines for introducing the vapor phase component of the working fluid, which converts the thermal energy held by the fluid into motive power, and the vapor phase working fluid exiting the turbine
  • a condenser that condenses the working fluid by exchanging heat with the low-temperature heat source of the liquid
  • a pump that sends the liquid-phase low-temperature working fluid that exits the condenser to the evaporator, and a high-temperature through heat exchange with the high-temperature heat source.
  • Vapor phase working fluid force is extracted
  • a steam power cycle system comprising at least a heater for exchanging heat between a part of the gas phase working fluid and the liquid phase low temperature working fluid
  • the pump is all in a liquid phase from the condenser to the evaporator.
  • a predetermined tank is disposed between the pump and the condenser, and all liquid phases immediately after exiting the condenser are disposed.
  • the working fluid is introduced, and the branch passage of the working fluid from the first turbine to the heater has a smaller discharge capacity than the other tank and the pump smaller than the tank, and passes through the other pumps.
  • the liquid-phase working fluid main between the condenser and the evaporator in the cycle By arranging a pump on the downstream side of the condenser and on the upstream side of the heater in the flow path so that there is only one pump in this main flow path, the pump operation may be affected by other pump operations. The risk of the cycle operating state becoming unstable due to the slump pump can be reduced.
  • other pumps that generate pressure to smoothly flow the working fluid into and out of the heater and other tanks that reduce the effects of changes in the flow rate of the working fluid that accompanies this pump operation are located in the turbine.
  • the operation of the bleed air from the heater to the heater is set in the section before joining the liquid-phase working fluid main flow path between the condenser and the evaporator on the extension of the fluid branch flow path, so that these other tanks and If the pump has a capacity of about a level that prevents the working fluid from properly joining the main flow path and backflow, it will allow the system to function properly and reduce the size of the tank and pump. Therefore, the compactness and low cost of the whole system can be further promoted.
  • FIG. 1 is a schematic system diagram of a steam power cycle system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic longitudinal sectional view of an evaporator in a steam power cycle system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is another schematic longitudinal sectional view of the evaporator in the steam power cycle system according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of a structure of a heat exchange part of an evaporator in a steam power cycle system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a schematic longitudinal sectional view of a condenser in a steam power cycle system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a schematic longitudinal sectional view of the other side of the condenser in the steam power cycle system according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram of the structure of a heat exchanger of the condenser in the steam power cycle system according to one embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a schematic system diagram of a steam power cycle system according to the present embodiment
  • FIG. 2 is a schematic longitudinal sectional view of an evaporator in the steam power cycle system according to the present embodiment
  • FIG. 3 is a steam power according to the present embodiment.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of the structure of the heat exchanger of the evaporator in the steam power cycle system according to the present embodiment
  • FIG. 5 is a diagram of the steam power cycle system according to the present embodiment.
  • 6 is a schematic longitudinal sectional view of the condenser
  • FIG. 6 is another schematic longitudinal sectional view of the condenser in the steam power cycle system according to the present embodiment
  • FIG. 7 is a heat exchange part of the condenser in the steam power cycle system according to the present embodiment. It is a structural explanatory diagram.
  • the steam power cycle system 1 exchanges heat between a working fluid composed of a mixture of ammonia and water and warm seawater as the high-temperature heat source, and generates steam of the working fluid.
  • Regenerator 50 that exchanges heat with the liquid-phase working fluid, and heating that exchanges heat between a part of the gas-phase working fluid extracted at the stage of exiting the first stage turbine 21 and the all-phase working fluid. It is the structure provided with the vessel 60. Among these, the turbines 21 and 22 and the pump 40 are known devices similar to those used in a general steam power cycle, and the description thereof will be omitted.
  • the evaporator 10 has a hollow shell 11 that forms an outermost shell and is connected to other equipment by piping, and is disposed inside the shell 11 to exchange heat between hot seawater as a high-temperature heat source and a working fluid. And a plate-type heat exchanging portion 12 to be made.
  • the shell 11 is a general substantially cylindrical capsule-shaped hollow pressure vessel, and has a warm seawater inlet 11a and a working fluid outlet l lc at one end in the longitudinal direction, and a warm seawater outlet l ib and a working fluid at the other end.
  • the inlet lle and the working fluid outlet lid are arranged so that they can be connected to external pipes, respectively, and the inside and outside are separated in a watertight state except for these inlets and outlets.
  • the working fluid inlet l ie of the shell 11 is connected to a pipe communicating with the regenerator 50 low temperature side. Further, the working fluid outlet 11c is connected to a pipe communicating with the turbine 21 inlet side, and the working fluid outlet l id is connected to a pipe communicating with the regenerator 50 high temperature side.
  • the inner space 1 If of the shell 11 is kept warm to the outside.
  • the shell 11 has a porous partition plate l lg that supports heat exchange and ensures more reliable gas-liquid separation. Is provided.
  • the heat exchanging section 12 is obtained by welding a plurality of rectangular plates, and is provided with a warm seawater inlet 12a and a working fluid outlet 12b at one end in the longitudinal direction and at the other end.
  • the warm seawater outlet (not shown) and the working fluid inlet 12c are arranged in a counterflow type, and each of these inlets and outlets in the heat exchanging section 12 is excluded except for the working fluid outlet 12b.
  • It is integrated with each inlet / outlet of the shell 11 so as to communicate with each other and is isolated from the internal space l lf of the shell 11 in a watertight state.
  • the working fluid outlet 12b is open in the inner space l lf of the shell 11, and this inner space l lf and the working fluid outlet 11c, l id are connected to each other!
  • the working fluid that is heated by heat exchange with warm seawater while receiving the supply pressure from the pump 40 rises up the heat exchanging section 12, and is mainly composed of volatile ammonia. A part of it evaporates and becomes a gas-liquid mixed phase flow.
  • the flow rate is set so that it flows out in a gas-liquid mixed phase from the outlet 12b at the top of the heat exchanger 12 at the stage where the temperature has been raised to the predetermined temperature.
  • the working fluid flows out from the outlet 12b of the heat exchange section 12 to the internal space l lf of the shell 11, it flows into the gas phase and the liquid phase while flowing down the internal space l lf.
  • the working fluid flows from the working fluid outlet 11c at the upper part of the shell 11 to the turbine 21 at the rear stage, while the working fluid in the liquid phase reaches the lower part of the shell 11 and from the working fluid outlet l id to the regenerator 50 at the rear stage.
  • the high-temperature working fluid that has undergone heat exchange with warm seawater is separated from the vapor phase and the liquid phase. It becomes a mechanism that can be taken out of the shell 11 separately.
  • the evaporator 10 is functionally a combination of a conventional evaporator and a gas-liquid separator
  • the size of the evaporator 10 is about the same as that of a conventional evaporator using a shell. Since the volume of the separator can be reduced, a small and space-saving design is realized, and the piping between the evaporation part and the gas-liquid separation part is omitted, so that the loss can be suppressed and the thermal efficiency of the system is improved.
  • the condenser 30 includes a hollow shell 31 that forms an outermost shell and is connected to other equipment by piping, and a liquid-phase working fluid that has flowed out of the regenerator 50 in the shell 31.
  • the internal space 3 lg has a sprinkling part 32 that sprinkles water and a heat exchanging part 33 that heat-exchanges the working fluid introduced into the shell 31 with cold seawater, which is a low-temperature heat source, and condenses the gas phase.
  • the condenser 30 introduces a gas-phase working fluid that has not been condensed in the condenser 30 and, like the condenser 30, exchanges heat with cold seawater to completely condense, and the auxiliary condenser 34.
  • a condenser 35 and a tank 35 for temporarily storing the liquid-phase working fluid that has exited the condenser 30 and sending it to the subsequent stage are also provided.
  • the shell 31 is a general substantially cylindrical hollow pressure vessel, with cold seawater inlet 31a and working fluid outlets 31e and 31f at one end in the longitudinal direction, and cold seawater outlet at the other end.
  • 31b and the working fluid inlets 31c and 31d are arranged so as to be connectable to external pipes, respectively, and the inside and the outside are separated in a watertight state except for these inlets and outlets.
  • the working fluid inlet 31 c of the shell 31 is connected to a pipe communicating with the turbine 22 outlet side, and the working fluid inlet 3 Id is connected to a pipe communicating with the pressure reducing valve 51.
  • the working fluid outlet 31e is connected to a pipe communicating with the auxiliary condenser 34, and the working fluid outlet 31f is connected to a pipe communicating with the tank 35.
  • the internal space 3 lg of the shell 31 is in a state of being kept warm with respect to the outside, and the liquid working fluid sprayed from the sprinkling section 32 and the one absorbed by the fluid are conversely changed from the liquid phase to the gas phase.
  • the pressure is maintained at an appropriate value so that the pressure does not change.
  • the water sprinkling part 32 has a plurality of spray nozzles 32a, and is connected to the inner part of the working fluid inlet 31d of the shell 31 and is disposed in the upper part of the shell 31 and introduced into the liquid phase.
  • the working fluid is sprayed downward from each spray nozzle 32a to be scattered.
  • the water sprinkling section 32 is not limited to jetting downward, and it does not matter if the liquid-phase working fluid is jetted upward. It is also possible to use a larger nozzle that reduces the pressure loss caused by the spray nozzle 32a alone.
  • the heat exchanging section 33 is obtained by welding a plurality of rectangular metal plates, and is provided with a cold seawater inlet and a working fluid outlet 33b at one end in the longitudinal direction and at the other end.
  • the counter flow type is provided with an outlet 33c for cold seawater and an inlet 33a for the working fluid. Out of each inlet / outlet, the inlet / outlet of cold seawater is in communication with the inlet / outlet of cold seawater at the shell 31.
  • the inner space 31g of the shell 31 is isolated in a watertight state.
  • the working fluid inlet 33a and the outlet 33b open to the inner space 31g of the shell 31, and the inner space 31g, the working fluid inlet 31c of the shell 31, and the working fluid outlets 31e, 3 Each communicates with If.
  • the working fluid inflow port 33a in the heat exchanging portion 33 is opened upward with respect to the internal space 31g of the shell 31, and the liquid phase working fluid sprinkled from the water sprinkling portion 32 and the shell 31
  • the condenser 30 is functionally a combination of a conventional absorber and a condenser
  • the size of a condenser using a conventional shell is equivalent to the space of the sprinkler 32. Since the volume of the absorber can be reduced, the size of the absorber can be reduced, and a small and space-saving can be realized.
  • the piping between the absorption part and the condensation part is omitted, so that the loss can be suppressed and the thermal efficiency of the system is improved. To do.
  • Each of the heat exchange parts 12, 33 of the evaporator 10 and the condenser 30 is formed by welding and integrating a plurality of rectangular metal heat transfer plates 70 in a parallel state, and between the heat transfer plates 70.
  • a first gap through which the working fluid passes and a second gap through which hot or cold seawater to be heat-exchanged pass are formed, and the working fluid flows into and out of each first gap.
  • Each of the two openings and the other openings through which the seawater flows into and out of the second gaps are separated from each other. Ensure the working fluid even if the temperature difference between the heat source and the low-temperature heat source is small. It is a mechanism that can actually evaporate and condense and operate the power cycle.
  • the regenerator 50 is operated in the liquid phase from the condenser 30 via the pump 40 to the evaporator 10 and is operated in the liquid phase before reaching the evaporator 10.
  • the heat exchange between the fluid and the high-temperature liquid-phase working fluid separated from the gas-phase working fluid in the evaporator 10 and exiting the evaporator 10, and the evaporator 10 and the condenser 30 The heat exchange units 12 and 33 have the same structure, and detailed description thereof is omitted.
  • the branch flow path lb on the high-temperature liquid-phase working fluid side leading to the working fluid outlet l id of the evaporator 10 is connected to the condenser 30 via the pressure reducing valve 51.
  • the liquid-phase working fluid is adjusted in pressure via the pressure reducing valve 51 and then introduced into the watering part 32 in the condenser 30.
  • a pump (not shown) that can appropriately supply the high-temperature liquid-phase working fluid exiting the evaporator 10 to the rear side of the regenerator 50, etc., on the front side of the veg regenerator 50 corresponding to each case described above. (Omitted) can also be provided.
  • This pump operates when there is a sufficient pressure difference between the evaporator 10 and the condenser 30, such as when the steam power cycle should be operated at the required time such as initial startup. There is no need to let them.
  • the installation position of the evaporator 10 is made higher than that of the condenser 30 to ensure a pressure difference depending on the liquid height, and the flow rate of the working fluid pump is reduced at startup. Use a method that allows the entire amount to evaporate and increase the amount of working fluid if a pressure difference occurs.
  • the heater 60 is interposed in the main flow path la of all the liquid phase working fluid from the condenser 30 to the evaporator 10, and is located at a position on the upstream side of the regenerator 50. It is a heat exchange ⁇ that exchanges heat between all the liquid-phase working fluid before reaching the regenerator 50 and some high-temperature gas-phase working fluid extracted after exiting the first stage turbine 21.
  • the evaporator 10 and condensation The structure is the same as that of each of the heat exchange units 12 and 33 of the compressor 30, and detailed description thereof is omitted.
  • a pump 61 for generating pressure and a tank 62 for reducing the influence of changes in the flow rate of the working fluid accompanying this pump operation are provided.
  • the branch channel lc on the high-temperature working fluid side of the heater 60 is joined to a position on the downstream side of the heater 60 and on the upstream side of the regenerator 50 in the main channel la via the tank 62 and the pump 61. It is connected to the pipe in such a way that it exits the turbine 21 and is cooled and condensed by heat exchange in the heater 60. After passing through the tank 62 and the pump 61, the liquid phase working fluid just before reaching the regenerator 50 It is a mechanism that makes a difference.
  • the tank 62 and the pump 61 have a capacity and capacity that are satisfactory as long as the capacity and discharge capacity of the liquid phase working fluid condensed in the heater 60 can be appropriately flown to the subsequent stage without backflow of the main channel la side force. It is possible to use a small-sized one that suppresses this.
  • Heat is exchanged between the working fluid and the internal heat exchanger 12. A part of the heated working fluid is evaporated as the temperature rises, and becomes a gas-liquid mixed phase flow.
  • This mixed-phase high-temperature working fluid flows out from the outlet 12b of the heat exchange section 12 into the inner space l lf of the shell 11, passes through the perforated partition plate 1 lg, and passes through the side wall of the heat exchanger 12 and the inner wall of the shell 11 In the process of flowing down, it is divided into a gas phase component and a liquid phase component, and the gas phase working fluid ascends the internal space l lf and goes out of the evaporator 10 from the working fluid outlet 11c in the upper part of the shell 11. Further, the liquid-phase working fluid flows down as it is, reaches the lower part of the shell 11, and exits from the evaporator 10 through the working fluid outlet l id.
  • the high-temperature gas-phase working fluid exiting the evaporator 10 has a very high proportion of ammonia compared to the liquid-phase working fluid having the original composition before the introduction of the evaporator 10, and the working fluid Turbi These turbines 21 and 22 are operated, and the turbines 21 and 22 drive other devices such as a generator to convert thermal energy into usable energy.
  • the gas-phase working fluid that has expanded and worked in the turbines 21 and 22 in this manner is in a state where the pressure and temperature are reduced, and after exiting the second stage turbine 22, is introduced into the condenser 30.
  • the high-temperature liquid-phase working fluid that has flowed out of the evaporator 10 from the working fluid outlet l id has a lower proportion of ammonia than the liquid-phase working fluid having the initial composition before the introduction of the evaporator 10. Accordingly, this working fluid enters the branch flow path lb leading to the regenerator 50 and is introduced into the regenerator 50. In this regenerator 50, all the liquid-phase working fluid passing through the other main flow path la and the high-temperature liquid-phase working fluid are heat-exchanged, and the liquid-phase working fluid on the main flow path la side is heated to evaporate. Turn to vessel 10 side.
  • the liquid-phase working fluid on the side of the branch flow path lb that is cooled by heat exchange in the regenerator 50 exits the regenerator 50, then passes through the pressure reducing valve 51, and enters the inside from the working fluid inlet 31d of the condenser 30. It is introduced into the water sprinkling part 32, and water is sprinkled from the water sprinkling part 32 into the internal space 31g.
  • the gas-phase working fluid introduced into the inside from the working fluid inlet 31c comes into contact with the liquid-phase working fluid sprayed from the water sprinkling section 32 in the internal space 31g of the shell 31, It is partly absorbed into the liquid phase.
  • the remaining unabsorbed gas-phase working fluid is uniformly mixed in the internal space 31g with the liquid-phase working fluid whose amount has been increased by absorption. It flows into 33a and proceeds in the heat exchange section 33 as a multiphase flow.
  • the working fluid in the mixed state exchanges heat with cold seawater having a low temperature introduced into the heat exchanging unit 33 via the heat transfer plate 70, and the working fluid in the gas phase is cooled while the whole working fluid is cooled. Although it condenses into a liquid phase as it cools, it condenses at a relatively high temperature compared to the gas phase alone because it is in a mixed state with the liquid phase.
  • the working fluid can be stably condensed even at a higher temperature than in the case of a gas phase single phase, and the ratio from the gas phase to the liquid phase can be increased.
  • the working fluid that has been sufficiently reduced in temperature by the heat exchanging unit 33 to increase the proportion of the liquid phase is discharged from the outlet 33b of the heat exchanging unit 33 in a gas-liquid mixed phase state in which a part of the gas phase remains. And reaches the bottom of the shell 31 and the uncondensed gas phase and liquid phase are separated. It is discharged from the working fluid outlet 31f and flows into the tank 35 on the rear stage side.
  • the uncondensed gas phase working fluid reaches the auxiliary condenser 34 from the working fluid outlet 31e of the shell 31, where it is finally condensed and converted into a liquid phase working fluid. Flows into tank 35 like other liquid phase working fluids.
  • the liquid-phase working fluid existing in the tank 35 has almost returned to the original state of the working fluid, and the liquid-phase working fluid has the lowest temperature and pressure in the system. . All the liquid-phase working fluid that has reached the tank 35 travels through the main flow path la toward the evaporator 10 via the pump 40.
  • a part of the high-temperature gas-phase working fluid (about 1%) from the first stage turbine 21 to the second stage turbine 22 is extracted and enters the branch channel lc for heating. Introduced into vessel 60.
  • the heater 60 all the liquid-phase working fluid passing through the other main flow path la and the extracted high-temperature working fluid are subjected to heat exchange, and all the liquid-phase working fluid is heated to raise the gas phase. The heat retained by the working fluid is recovered.
  • the gas-phase working fluid is cooled through heat exchange in the heater 60 and is condensed to a liquid phase.
  • the condensed liquid-phase working fluid exits the heater 60 and is then connected to the tank 62 and the pump 61.
  • the liquid-phase working fluid passes through heat exchange in the heater 60 and the regenerator 50, returns to the evaporator 10 in a state in which the temperature is raised to a predetermined temperature in advance, and after the heat exchange in the evaporator 10 as described above. Each process is repeated.
  • the cold seawater used for heat exchange in the condenser 30 and the auxiliary condenser 34 is heated to a predetermined temperature by receiving heat from the working fluid.
  • This seawater is discharged out of the condenser 30 and the auxiliary condenser 34, and finally discharged into the sea outside the system.
  • warm seawater whose temperature has decreased due to heat exchange with the working fluid in the evaporator 10 is also discharged into the sea outside the system after heat exchange.
  • the liquid-phase working fluid main flow path la between the condenser 30 and the evaporator 10, the condenser 30 downstream side and the heater 60's A pump 40 is installed at the upstream side position, and there is only one pump in the main flow path la to eliminate the influence of other pump operations, and to obtain stable operating conditions of the steam power cycle! /
  • the evaporator 10 and the condenser 30 have a structure combining a plate heat exchanger ⁇ and a shell, and the evaporator 10 has a gas-liquid separator function, while the condenser 30 has an absorber function.
  • the gas-liquid separator and the absorber which are normally required separately from the evaporator and condenser, can be omitted, and the space required for equipment layout is also reduced.
  • the system can be made smaller and the degree of freedom in arrangement can be increased, and the entire system can be made compact and the cost can be reduced.
  • piping associated with gas-liquid separators and absorbers can be omitted, reducing the pressure loss and heat loss associated with the presence of piping, increasing the amount of work that can be effectively removed, and increasing the temperature of the high-temperature and low-temperature heat sources. Even if the difference is small, sufficient power can be generated.
  • the improved steam generator 10 and condenser 30, and further improvements in the arrangement of the tank 62 and the pump 61 are collectively adopted in the system.
  • the conventional steam power cycle system adopts an improved evaporator, an improved condenser, or an improved arrangement of tanks and pumps individually.
  • the improved evaporator and Z or the improved condenser can also be used in a steam power cycle system that does not perform turbine extraction and uses a heater. Compactness can be achieved.
  • a plurality of metal heat transfer plates 70 are arranged in parallel.
  • the present invention is not limited to this, and the heat transfer plate in which holes serving as inlets and outlets are formed in the plate itself is not limited to this.
  • Various plate-type heat exchanges such as a conventional plate-type heat exchange ⁇ , which are stacked together and integrated with a bracket, can also be used.
  • other types of heat exchangers such as a shell-and-tube type, are used if the inlet / outlet of the fluid to be exchanged is located at the end in the longitudinal direction. Yes.
  • the liquid-phase working fluid after entering the branch channel lb from the evaporator 10 and heat-exchanged by the regenerator 50 is supplied to the pressure reducing valve.
  • a pressure reducing (expansion) function is added to the nozzle part of the water spraying part 32 in the condenser 30 so that the pressure reducing valve is also used, and the pressure reducing valve to the branch channel lb is used.
  • the configuration of the system can be omitted, which simplifies the system configuration and reduces costs.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Sustainable Development (AREA)
  • Sustainable Energy (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)

Abstract

【課題】　サイクル中の熱交換器等各機器の構成と配置を適正化して、高温熱源と低温熱源との温度差に基づく熱エネルギの有効利用が図れ、十分な効率を確保できると共に、システムのコンパクト化、低コスト化を実現させられる蒸気動力サイクルシステムを提供する。 【解決手段】　蒸発器１０に、高温熱源と作動流体とを熱交換させる熱交換部１２、並びにこの熱交換部の作動流体出口にのみ連通するシェル内部空間１１ｆを設け、熱交換部１２で作動流体を高温熱源と熱交換させた後、作動流体を内部空間１１ｆに流出させると、この内部空間１１ｆで混相状態の作動流体が気相分と液相分とに分離することから、蒸発器１０から気相の作動流体と液相の作動流体とをそれぞれ分離状態で取出せ、気液分離器を用いずに済み、システム全体をコンパクト化できると共に、気液分離器に付随する配管も省略でき、損失分を低減して有効に取出せる仕事量を増大させられる。

Description

明 細 書
蒸気動力サイクルシステム
技術分野
[0001] 本発明は複数物質の混合作動流体を加熱、冷却させつつ循環させ、相変化を繰 返す作動流体に仕事を行わせて動力エネルギを得る蒸気動力サイクルシステムに関 し、特に、作動流体に相変化を生じさせる各機器の構成を改良してシステム全体の 熱効率を高めると共に、システム各部のコンパクト化、低コストィ匕が図れる蒸気動力サ イタルシステムに関する。
背景技術
[0002] 蒸気動力サイクルを用いるにあたり、高温熱源と低温熱源の温度差が小さい場合 には、熱効率を高めて有効に熱を動力に変換できるようにするため、水と水より沸点 の低い流体との混合流体、又は水以外の互いに沸点の異なる複数種類の流体が混 合されたものを作動流体として用いる蒸気動力サイクルが従来力 提案されており、 このような従来の蒸気動力サイクルシステムの一例として、特開平 7— 91361号公報 に記載されるものがある。
[0003] 前記従来の蒸気動力サイクルシステムは、蒸気動力サイクルとして一般的なランキ ンサイクル同様に蒸発器、タービン、凝縮器及びポンプを有する他に、凝縮器の前 段側に膨張後の気相作動流体を液相作動流体に一部吸収させる吸収器と、蒸発器 で加熱された作動流体のうち、液相の作動流体を蒸発器で熱交換する前の低温液 相の作動流体と熱交換させる再生器と、複数段配設されたタービンの中間から抽気 された高温気相の作動流体を低温液相の作動流体と熱交換させる加熱器とを備える 構成である。
[0004] この従来の蒸気動力サイクルシステムは、単一の作動流体を用いる一般的なランキ ンサイクルに比べて熱効率を高めることができ、特に、タービン力も抽気を行うと共に 吸収器で気相の作動流体を液相の作動流体に一部吸収させ、凝縮器で低温熱源と 熱交換する作動流体の量を抑えることで、凝縮器の負荷を低減して全体の効率上昇 と共に凝縮器の過度の大型化とこれに伴うコスト上昇を抑制できるという利点を有して いた。
特許文献 1 :特開平 7— 91361号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0005] 従来の混合流体を用いた蒸気動力サイクルは、前記特許文献に示される構成とな つており、単一の作動流体を用いるサイクルに比べて熱効率を高めることができるも のの、特に、蒸発器の半分から同程度の大きさとなる気液分離器や、凝縮器と同程 度かそれ以上の大きさとなる吸収器を用いることから、これらがシステム中で大きなス ペースを占有し、システムのコンパクトィ匕を困難なものにする他、各機器間に配管が 存在することに伴う熱損失やポンプ損失が無視できな 、ものとなり、熱エネルギから 有効な仕事として得られる分が小さくなるという課題を有していた。
[0006] また、前記従来の蒸気動力サイクルシステムでは、タービンから抽気して加熱器で 熱交換を行わせた後の作動流体を、凝縮器力 出て蒸発器へ向う作動流体に合流 させる点に、合流する各流路における流量変化の影響を緩和するタンクを設けると共 に、このタンクの後段側に各流路力 の作動流体力スムーズに逆流なく後段側の再 生器や蒸発器に向うようにするポンプが配設される。
[0007] ただし、これにより、液相の作動流体をサイクル後段側に圧送するポンプ力 加熱 器の前段側と再生器の前段側の二箇所に設けられる形となり、作動流体流路におい て直列となるその配置関係のために、ポンプ同士が互いの運転状態の影響を受けや すぐ負荷変化に追随して両ポンプの吐出流量の均衡を保つようにしないと、各流量 が多寡 、ずれかに極端に変化してしま 、、ポンプ動作の不具合を招 、てサイクルの 稼働が不安定となりやすぐこのためポンプ運転状態の細かな調整を必要として制御 のためのコストが上昇すると 、う課題を有して 、た。
[0008] 本発明は前記課題を解消するためになされたもので、サイクル中の熱交 等各 機器の構成と配置を適正化して、高温熱源と低温熱源との温度差に基づく熱ェネル ギの有効利用が図れ、十分な効率を確保できると共に、システムのコンパクト化、低コ ストィ匕を実現させられる蒸気動力サイクルシステムを提供することを目的とする。 課題を解決するための手段 [0009] 本発明に係る蒸気動力サイクルシステムは、沸点の異なる複数の流体が混合され た作動流体を全て液相の状態で所定の高温熱源と熱交換させ、前記作動流体の少 なくとも一部を蒸発させる蒸発器と、前記作動流体のうち蒸発した気相分を導入され て流体の保有する熱エネルギを動力に変換するタービンと、当該タービンを出た気 相の作動流体を所定の低温熱源と熱交換させて作動流体を凝縮させる凝縮器と、当 該凝縮器を出た液相の低温作動流体を前記蒸発器へ送込むポンプとを少なくとも備 える蒸気動力サイクルシステムにおいて、前記蒸発器が、中空の圧力容器であるシ エルと、当該シェル内に配設されて長手方向両端部に熱交換対象流体の流入出口 が存在する熱交換部とを備え、当該熱交換部における作動流体の流出口以外の各 流入出口がシェル外部に延長配設されてシェル内部空間からは隔離された状態とさ れる一方、熱交換部における作動流体の流出口がシェル内部空間に開口連通する 状態とされ、前記蒸発器における熱交換部の流出ロカ シェル内部空間に流出した 高温の作動流体が、前記内部空間で気相分と液相分とに分離し、シェル力 気相の 作動流体と液相の作動流体がそれぞれ別個に取出されるものである。
[0010] このように本発明によれば、動力サイクルの一部をなす蒸発器として、高温熱源と 作動流体とを熱交換させる熱交換部、並びに、この熱交換部を取囲むシェルを設け ると共に、このシェルの内部空間を、熱交換部における各熱交換対象流体の流入出 口のうち、作動流体出口にのみ連通するようにし、熱交換部で液相の作動流体を高 温熱源と熱交換させた後、蒸発した気相の作動流体とこれ以外の液相の作動流体と が混合した状態の高温混相作動流体を、熱交換部力 内部空間に流出させると、こ の内部空間で混相状態の作動流体が気相分と液相分に分離することにより、蒸発器 力 気相の作動流体と液相の作動流体とをそれぞれ分離状態で取出せ、蒸発器が 気液分離器の機能も有することとなり、非共沸混合流体を作動流体として用いる場合 に、通常は蒸発器と別途に必要であった気液分離器を省略でき、蒸発器と気液分離 器を別体で配設していた場合より機器配置に必要なスペースも小さくでき、配置の自 由度が増大することに加え、システム全体をコンパクト化、低コストィ匕できる。また、気 液分離器に付随する配管も省略でき、配管の存在に伴う圧力損失や熱損失を低減 させて有効に取出せる仕事量を増大させられ、高温熱源と低温熱源の温度差が小さ くても十分な動力を発生させられる。
[0011] また、本発明に係る蒸気動力サイクルシステムは、沸点の異なる複数の流体が混合 された作動流体を全て液相の状態で所定の高温熱源と熱交換させ、前記作動流体 の少なくとも一部を蒸発させる蒸発器と、前記作動流体のうち蒸発した気相分を導入 されて流体の保有する熱エネルギを動力に変換するタービンと、当該タービンを出た 気相の作動流体を所定の低温熱源と熱交換させて作動流体を凝縮させる凝縮器と、 当該凝縮器を出た液相の低温作動流体を前記蒸発器へ送込むポンプとを少なくとも 備える蒸気動力サイクルシステムにおいて、前記凝縮器が、中空の圧力容器である シェルと、当該シェル内に配設されて長手方向両端部に熱交換対象流体の流入出 口が存在する熱交換部と、液相の作動流体をシェル内部空間への気相作動流体の 流入部分に散布する散水部とを備え、当該熱交換部における低温熱源となる流体の 流入出口がシェル外部に延長配設されてシェル内部空間からは隔離された状態とさ れる一方、熱交換部における作動流体の流入出口がシェル内部空間に開口連通す る状態とされ、前記シェルの内部空間へ各相の作動流体が流入すると、前記散水部 力 噴射された液相の作動流体が一部の気相作動流体を吸収しつつ、液相の作動 流体と気相の作動流体とがーつに混合し、当該混合状態の作動流体が熱交換部へ 流入して熱交換による気相分の凝縮を進行させ、前記熱交換部の流出口から前記 シェル内部空間に流出した作動流体力 S、前記内部空間で気相分と液相分とに分離 し、シェル力 気相の作動流体と液相の作動流体がそれぞれ別個に取出されるもの である。
[0012] このように本発明によれば、動力サイクルの一部をなす凝縮器として、低温熱源と 作動流体とを熱交換させる熱交換部、及び、この熱交換部を取囲むシェル、並びに シェル内で液相の作動流体を散布する散水部を設けると共に、シェル内部空間を作 動流体流入出口にのみ連通させるようにし、シェル内に導入された気相の作動流体 と液相の作動流体が内部空間で混合し、この混相状態の作動流体が熱交換部に流 入して低温熱源との熱交換を行うことにより、シェル内部空間で気相の作動流体を液 相の作動流体に一部吸収させられ、凝縮器が吸収器の機能も有することとなり、非共 沸混合流体を作動流体とする場合に、従来用いられていた吸収器を省略でき、吸収 器と凝縮器を別体で配設していた場合より機器配置に必要なスペースも小さくでき、 配置の自由度が増大することにカ卩え、システム全体をコンパクト化、低コストィ匕できる 。また、吸収器に付随する配管も省略でき、配管の存在に伴う圧力損失や熱損失を 低減させて有効に取出せる仕事量を増大させられ、高温熱源と低温熱源の温度差 が小さくても十分な動力を発生させられる。さらに、シェル内で気相と液相の作動流 体を一様に混合状態として熱交換部に流入させることで、熱交換部伝熱面の温度を 過度に下げることなく気相分の凝縮を進行させることができ、凝縮器における熱交換 効率を著しく高められる。
[0013] また、本発明に係る蒸気動力サイクルシステムは、沸点の異なる複数の流体が混合 された作動流体を全て液相の状態で所定の高温熱源と熱交換させ、前記作動流体 の少なくとも一部を蒸発させる蒸発器と、前記作動流体のうち蒸発した気相分を導入 されて流体の保有する熱エネルギを動力に変換する二つのタービンと、当該タービ ンを出た気相の作動流体を所定の低温熱源と熱交換させて作動流体を凝縮させる 凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の低温作動流体を前記蒸発器へ送込むポンプと 、前記高温熱源との熱交換を経て高温となった作動流体のうち、液相の作動流体を 、前記蒸発器に導入される前の全て液相の作動流体と熱交換させる再生器と、前記 二つのタービンのうち第一段目のタービンを出た気相の作動流体力 抽気された一 部の気相作動流体と前記液相の低温作動流体とを熱交換させる加熱器とを少なくと も備える蒸気動力サイクルシステムにおいて、前記ポンプが、前記凝縮器から蒸発器 に至る全て液相の作動流体の主流路における前記加熱器配置位置より前段側に配 設され、当該ポンプと前記凝縮器との間に所定のタンクが配設され、凝縮器を出た直 後の全て液相の作動流体が導入され、前記第一のタービンから加熱器に通じる作動 流体の支流路が、加熱器から前記タンクより小さい他のタンク及び前記ポンプより吐 出能力の小さ!、他のポンプをそれぞれ経て、前記全て液相の作動流体の主流路に おける加熱器と再生器との間の位置で主流路と合流し、前記第一のタービンを出て 加熱器での熱交換を経た作動流体が、前記他のタンク及び他のポンプをそれぞれ 経由して、前記主流路を流れる全て液相の作動流体に加わるものである。
[0014] このように本発明によれば、サイクルにおける凝縮器と蒸発器間の液相作動流体主 流路において、凝縮器後段側で且つ加熱器の前段側にポンプを配設して、この主流 路におけるポンプを一つのみとすることにより、ポンプ動作が他のポンプ動作の影響 を受けることもなぐポンプが原因でサイクルの運転状態が不安定状態に陥る危険性 を小さくすることができる。また、加熱器に対し作動流体をスムーズに流入出させるた めの圧力を発生させる他のポンプ及びこのポンプ動作に伴う作動流体の流量変化の 影響を小さくする他のタンクの配設位置が、タービンから加熱器へ至る抽気分の作動 流体支流路の延長上で、凝縮器と蒸発器との間の液相作動流体主流路と合流する 前の区間に設定されることで、これら他のタンク及びポンプが、作動流体を主流路に 適切に合流させて逆流させな ヽ程度の能力を有して!/ヽれば、システムを適切に機能 させられることとなり、タンク及びポンプの小型化が実現し、システム全体のコンパクト ィ匕と低コストィ匕をさらに促せる。
図面の簡単な説明
[0015] [図 1]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムの概略系統図である。
[図 2]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける蒸発器の概略 縦断面図である。
[図 3]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける蒸発器の他の 概略縦断面図である。
[図 4]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける蒸発器の熱交 換部構造説明図である。
[図 5]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける凝縮器の概略 縦断面図である。
[図 6]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける凝縮器の他方 向の概略縦断面図である。
[図 7]本発明の一実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける凝縮器の熱交 換部構造説明図である。
符号の説明
[0016] 1 蒸気動力サイクルシステム
la 主流路 lbゝ lc 支流路
10 蒸発器
11 シェノレ
11a 温海水流入口 lib 温海水流出口 llc、 lid 作動流体流出口 lie 作動流体流入口 llf 内部空間 llg 有孔隔壁板
12 熱交換部
12a, 12c 流入口
12b 流出口
21、 22 タービン
30 凝縮器
31 シェル
31a 冷海水流入口
31b 冷海水流出口
31c、 31d 作動流体流入口 1e、 31f 作動流体流出口 1g 内部空間 2 散水部
2a スプレーノス、ノレ 3 熱交換部 3a 流入口
3b、 33c 流出口
4 補助凝縮器 5、 62 タンク
0、 61 ポンプ 50 再生器
51 減圧弁
60 加熱器
70 伝熱プレート
発明を実施するための最良の形態
[0017] 以下、本発明の一実施形態を図 1ないし図 7に基づいて説明する。図 1は本実施の 形態に係る蒸気動力サイクルシステムの概略系統図、図 2は本実施形態に係る蒸気 動力サイクルシステムにおける蒸発器の概略縦断面図、図 3は本実施形態に係る蒸 気動力サイクルシステムにおける蒸発器の他の概略縦断面図、図 4は本実施形態に 係る蒸気動力サイクルシステムにおける蒸発器の熱交換部構造説明図、図 5は本実 施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける凝縮器の概略縦断面図、図 6は本 実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける凝縮器の他の概略縦断面図、図 7は本実施形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおける凝縮器の熱交換部構造説 明図である。
[0018] 前記各図において本実施の形態に係る蒸気動力サイクルシステム 1は、アンモニア と水の混合体からなる作動流体と前記高温熱源としての温海水とを熱交換させ、作 動流体の蒸気を得る蒸発器 10と、この蒸発器 10で得られた蒸気により動作する原動 機としてのタービン 21、 22と、これらタービン 21、 22を出た蒸気を凝縮させて液相と する凝縮器 30と、凝縮器 30から作動流体を取出して蒸発器 10に導入するポンプ 40 と、温海水との熱交換を経て高温となった作動流体のうち、液相の作動流体を、凝縮 器 30から出た全て液相の作動流体と熱交換させる再生器 50と、第 1段目のタービン 21を出た段階で抽気された一部の気相作動流体と前記全て液相の作動流体とを熱 交換させる加熱器 60とを備える構成である。このうち、タービン 21、 22及びポンプ 40 については、一般的な蒸気動力サイクルで用いられるのと同様の公知の装置であり、 説明を省略する。
[0019] 前記蒸発器 10は、最外殻をなして他の機器と配管で接続される中空のシェル 11と 、このシェル 11内部に配置され、高温熱源としての温海水と作動流体を熱交換させ るプレート式の熱交換部 12とを備える構成である。 前記シェル 11は、一般的な略円筒カプセル状の中空圧力容器であり、長手方向一 端部に温海水流入口 11aと作動流体流出口 l lc、他端部に温海水流出口 l ibと作 動流体流入口 l le、作動流体流出口 l idがそれぞれ外部の配管と接続可能に配置 される構造となっており、これら流入出口を除いて内部と外部を水密状態で隔離する 構成である。シェル 11の作動流体流入口 l ieは再生器 50低温側と連通する配管に 接続される。また、作動流体流出口 11cはタービン 21入口側と連通する配管に接続 され、作動流体流出口 l idは再生器 50高温側と連通する配管に接続される。このシ エル 11の内部空間 1 Ifは外部に対し保温状態となって 、る他、シェル 11内には熱交 を支持すると共に気液の分離をより確実なものとする有孔隔壁板 l lgが設け られる。
[0020] 前記熱交換部 12は、矩形状の複数のプレート同士を溶接して得られるもので、長 手方向一端部に温海水の流入口 12aと作動流体の流出口 12b、他端部に温海水の 流出口（図示を省略）と作動流体の流入口 12cがそれぞれ配置される向流型となつ ており、熱交換部 12におけるこれら各流入出口は、作動流体の流出口 12bを除いて シェル 11の各流入出口と連通状態で一体ィ匕されており、シェル 11の内部空間 l lfに 対して水密状態で隔離される構成である。一方、作動流体の流出口 12bはシェル 11 の内部空間 l lfで開口した状態にあり、この内部空間 l lf及び作動流体流出口 11c 、 l id【こ連通して!/ヽる。
[0021] この熱交換部 12内で、ポンプ 40からの送給圧力を受けつつ、温海水との熱交換で 温められる作動流体は、熱交換部 12を上昇し、揮発しやすいアンモニアを主成分と する一部が蒸発して気液混相流となる。ちょうど既定の温度まで昇温した段階で熱交 換部 12上部の流出口 12bより気液混相状態で流出するように流量を設定されている
[0022] 作動流体は、熱交換部 12の流出口 12bからシェル 11の内部空間 l lfに流出した 後、この内部空間 l lfを流下しながら気相分と液相分に分れ、気相の作動流体はシ エル 11上部の作動流体流出口 11cから後段側のタービン 21へ向う一方、液相の作 動流体はシェル 11下部に達し、作動流体流出口 l idから後段側の再生器 50へ向う こととなり、結果として、温海水との熱交換を経た高温の作動流体を気相分と液相分 とに分けてシェル 11外に取出せる仕組みとなって 、る。
[0023] こうして蒸発器 10は、機能的には従来の蒸発器と気液分離器と組合わせたものと なるものの、大きさは従来のシェルを用いるタイプの蒸発器と同程度となり、気液分離 器の容積分を削減できるため、小型'省スペース化が実現すると共に、蒸発部分と気 液分離部分間の配管が省略されることで損失を抑えられ、システムの熱効率が向上 する。
[0024] 前記凝縮器 30は、最外殻をなして他の機器と配管で接続される中空のシェル 31と 、このシェル 31内で前記再生器 50から出た液相の作動流体をシェル 31の内部空間 3 lgに散水する散水部 32と、シェル 31内へ導入された作動流体を低温熱源である 冷海水と熱交換させて気相分を凝縮させる熱交換部 33とを備える構成である。また、 凝縮器 30には、凝縮器 30における未凝縮分の気相の作動流体を導入して凝縮器 3 0同様に冷海水と熱交換させ、完全に凝縮させる補助凝縮器 34と、この補助凝縮器 34並びに凝縮器 30を出た液相の作動流体を一時的に貯溜した上で後段側へ送出 すタンク 35がそれぞれ併設される。
[0025] 前記シェル 31は、一般的な略円筒状の中空圧力容器であり、長手方向一端部に 冷海水の流入口 31aと作動流体流出口 31e、 31f、他端部に冷海水の流出口 31bと 作動流体流入口 31c、 31dがそれぞれ外部の配管と接続可能に配置される構造とな つており、これら流入出口を除いて内部と外部を水密状態で隔離する構成である。シ エル 31の作動流体流入口 31cはタービン 22出口側と連通する配管に接続され、作 動流体流入口 3 Idは減圧弁 51と連通する配管に接続される。また、作動流体流出 口 31eは補助凝縮器 34と連通する配管に接続され、作動流体流出口 31fはタンク 3 5と連通する配管に接続される。シェル 31の内部空間 3 lgは外部に対し保温状態と なっていることにカ卩え、散水部 32から散水された液相の作動流体やこれに吸収され たものが逆に液相から気相に変化しないように、圧力を適正な値に維持する仕組み とされている。
[0026] 前記散水部 32は、複数のスプレーノズル 32aを有してなり、シェル 31の作動流体 流入口 31d内側部分に連通接続してシェル 31内の上部に配設され、導入された液 相の作動流体を各スプレーノズル 32aより下方へ噴射して飛散させる構成である。こ の散水部 32については、下方への噴射に限らず、液相の作動流体を上方へ噴射す るようにしても力まわない。また、スプレーノズル 32aだけでなぐ圧力損失を小さくし たより大型のノズル等を用いることもできる。
[0027] 前記熱交換部 33は、矩形状の複数の金属製プレート同士を溶接して得られるもの で、長手方向一端部に冷海水の流入口と作動流体の流出口 33b、他端部に冷海水 の流出口 33cと作動流体の流入口 33aが配置される向流型となっており、各流入出 口のうち、冷海水の流入出口はシェル 31における冷海水の流入出口と連通状態で 一体ィ匕され、シェル 31の内部空間 31gに対しては水密状態で隔離される構成である 。一方、作動流体の流入口 33a及び流出口 33bはシェル 31の内部空間 31gに対し 開口しており、この内部空間 31gと、シェル 31の作動流体流入口 31c、及び作動流 体流出口 31e、 3 Ifにそれぞれ連通している。
[0028] この熱交換部 33における作動流体の流入口 33aは、シェル 31の内部空間 31gに 対し上向きに開口しており、散水部 32から散水された液相の作動流体と、シェル 31 内に作動流体流入口 31cを通じて導入されて前記液相の作動流体に吸収されなか つたか又は吸収途上にある気相の作動流体とが、混合状態でこの流入口 33aに流入 し、まとめて冷海水と熱交換する仕組みとなっている。
[0029] こうして凝縮器 30は、機能的には従来の吸収器と凝縮器とを組合わせたものとなる ものの、大きさは従来のシェルを用いるタイプの凝縮器を散水部 32のスペース分だ け拡張した程度となり、吸収器の容積分を削減できることから、小型'省スペース化が 実現すると共に、吸収部分と凝縮部分間の配管が省略されることで損失を抑えられ、 システムの熱効率が向上する。
[0030] 前記蒸発器 10及び凝縮器 30の各熱交換部 12、 33としては、矩形状の金属製伝 熱プレート 70を複数並列状態で溶接一体化して形成され、各伝熱プレート 70間に 作動流体の通過する第一隙間部とその熱交換対象の温海水又は冷海水の通過す る第二隙間部とがそれぞれ一つおきに生じると共に、前記各第一隙間部に作動流体 を流入出させる一の開口部と前記各第二隙間部に海水を流入出させる他の開口部 とが互いに離隔させて設けられる全溶接プレート式熱交 をそれぞれ用いており、 優れた熱交換効率により、高温熱源と低温熱源の温度差が小さくても作動流体を確 実に蒸発、凝縮させて動力サイクルを稼働させられる仕組みである。
[0031] 前記再生器 50は、凝縮器 30からポンプ 40を経て蒸発器 10に向う全て液相の作動 流体の主流路 la中に介設され、蒸発器 10に達する前の全て液相の作動流体と、蒸 発器 10内で気相の作動流体と分離されて蒸発器 10を出た高温液相の作動流体と を熱交換させる熱交^^であり、前記蒸発器 10や凝縮器 30の各熱交換部 12、 33と 同様の構造とされてなり、詳細な説明は省略する。この再生器 50では、蒸発器 10の 作動流体流出口 l idに通じる高温液相作動流体側の支流路 lbが減圧弁 51を介し て凝縮器 30と配管接続されており、再生器 50を出た液相の作動流体が、減圧弁 51 を経由して圧力を調整された後、凝縮器 30内の散水部 32へ導入される仕組みであ る。
[0032] この再生器 50から減圧弁 51を経由して凝縮器 30内の散水部 32へ液相作動流体 が導入される過程で、圧力損失が大きい場合や、蒸気動力サイクルシステムの初期 起動時等の、タービン 21、 22での膨張が小さぐ蒸発器 10と凝縮器 30の間の圧力 差が十分でない場合などには、スプレーノズル 32aからの散水に必要な圧力を十分 に得られな 、だけでなぐ作動流体を再生器 50側へ適切に送出せな 、ことも起り得 る。このため、前記各場合に対応させるベぐ再生器 50の前段側に、蒸発器 10を出 た高温液相の作動流体を再生器 50等後段側へ適切に送給可能とするポンプ（図示 を省略)を配設することもできる。このポンプは初期起動時などの必要な時期に動作 させればよぐ蒸気動力サイクルの定常動作状態など、蒸発器 10と凝縮器 30との間 に十分な圧力差が生じている場合には動作させる必要はない。また、こうしたポンプ を設ける以外に、蒸発器 10の設置位置を凝縮器 30に比べて高くし、液高さにより圧 力差を確保するようにしたり、起動時には作動流体ポンプの流量を少なくして全量が 蒸発するようにし、圧力差が生じてきたら作動流体量を増やしていく手法等を用いる ことちでさる。
[0033] 前記加熱器 60は、前記再生器 50同様に凝縮器 30から蒸発器 10に向う全て液相 の作動流体の主流路 la中に介設され、再生器 50より前段側の位置でこの再生器 50 に達する前の全て液相の作動流体と、第一段目のタービン 21を出た後抽気された 一部の高温気相の作動流体とを熱交換させる熱交^^であり、前記蒸発器 10や凝 縮器 30の各熱交換部 12、 33と同様の構造とされてなり、詳細な説明は省略する。こ の加熱器 60のタービン 21側に接続される高温作動流体側の支流路 lcにおける、加 熱器 60より後段側部分には、加熱器 60に対し高温作動流体をスムーズに流入出さ せるための圧力を発生させるポンプ 61及びこのポンプ動作に伴う作動流体の流量変 化の影響を小さくするタンク 62がそれぞれ配設される。
[0034] この加熱器 60の高温作動流体側の支流路 lcは、タンク 62及びポンプ 61を介して 、前記主流路 laにおける加熱器 60より後段側で且つ再生器 50より前段側の位置に 合流する形で配管接続されており、タービン 21を出て加熱器 60における熱交換で 冷却され凝縮した作動流体力 タンク 62及びポンプ 61を経由した後、再生器 50に 達する直前の液相作動流体にカ卩わる仕組みである。前記タンク 62及びポンプ 61は、 加熱器 60で凝縮された液相の作動流体を主流路 la側力 の逆流等なく適切に後段 側へ流せる程度の容量及び吐出能力があれば問題なぐ容量や能力を抑えた小型 のものを用いることができる。
[0035] 次に、本実施の形態に係る蒸気動力サイクルシステムのサイクル実行状態につい て説明する。前提として、海の所定深さ位置カゝら低温熱源となる冷海水を、また、海 の表層カゝら高温熱源としての温海水を、それぞれ所定の流量を確保しつつ取水し、 凝縮器 30又は蒸発器 10にそれぞれ導入しているものとする。
[0036] 蒸発器 10では、高温熱源として上側の温海水流入口 1 laから導入される温海水と 、下側の作動流体流入口 l ieから導入される全て液相で且つ当初の組成のままの 作動流体とを、内部の熱交換部 12で熱交換させる。ここで加熱された作動流体は、 昇温に伴 、その一部が蒸発して気液混相流となる。この混相状態の高温作動流体 は、熱交換部 12の流出口 12bからシェル 11の内部空間 l lfに流出して、有孔隔壁 板 1 lgを通過し、熱交換器 12側面やシェル 11内壁に沿って流下する過程で気相分 と液相分に分れ、気相の作動流体は内部空間 l lfを上昇してシェル 11上部の作動 流体流出口 11cから蒸発器 10外へ出る。また、液相の作動流体はそのまま流下して シェル 11下部に達し、作動流体流出口 l idから蒸発器 10外へ出ることとなる。
[0037] 蒸発器 10を出た高温気相の作動流体は、蒸発器 10導入前の当初組成の液相作 動流体と比較してアンモニアの割合が非常に高くなつており、この作動流体がタービ ン 21、 22に達してこれらを作動させ、これらタービン 21、 22により発電機等他の機器 が駆動され、熱エネルギが使用可能なエネルギに変換される。こうしてタービン 21、 2 2で膨張して仕事を行った気相作動流体は、圧力及び温度を低減させた状態となり、 第二段目のタービン 22を出た後、凝縮器 30に導入される。
[0038] 一方、作動流体流出口 l idから蒸発器 10外へ出た高温液相の作動流体は、蒸発 器 10導入前の当初組成の液相作動流体と比較してアンモニアの割合が低めとなつ ており、この作動流体が再生器 50へ通じる支流路 lbに入り、再生器 50に導入される 。この再生器 50では、他方の主流路 laを通る全て液相の作動流体と前記高温液相 の作動流体とを熱交換させ、主流路 la側の全て液相の作動流体を昇温させて蒸発 器 10側へ向わせる。そして、この再生器 50での熱交換で冷却される支流路 lb側の 液相作動流体は、再生器 50を出た後、減圧弁 51を経て凝縮器 30の作動流体流入 口 31dから内部の散水部 32に導入され、この散水部 32から内部空間 31gに散水さ れることとなる。
[0039] 凝縮器 30では、作動流体流入口 31cから内部に導入された気相の作動流体が、 シェル 31の内部空間 31gで散水部 32から散水される液相の作動流体と接触し、これ に一部吸収されて液相に変化する。そして、残りの未吸収分の気相作動流体は、吸 収によりその量を増加させた液相の作動流体とこの内部空間 31gにおいて一様に混 合した状態で、熱交換部 33の流入口 33aに流入し、熱交換部 33内を混相流として 進むこととなる。
[0040] 混合状態の作動流体は、別途熱交換部 33に導入された温度の低い冷海水と伝熱 プレート 70を介して熱交換し、作動流体全体が冷却される中、気相の作動流体は冷 却に伴い凝縮して液相になるが、液相分と混合状態であることから、気相のみの場合 に比べ比較的高めの温度で凝縮することとなる。このように作動流体を混相状態とし て冷海水と熱交換させることで、気相単相の場合より高い温度でも安定的に凝縮させ られ、気相から液相となる割合を増加させられる。
[0041] 熱交換部 33で十分温度を低下させて液相分の割合を増カロさせた作動流体は、一 部気相分の残った気液混相状態で熱交換部 33の流出口 33bを出てシェル 31底部 に達し、未凝縮で残った気相分と液相分が分離し、液相の作動流体はシェル 31の 作動流体流出口 31fから外部に排出されて後段側のタンク 35に流入する。未凝縮分 の気相の作動流体は、シェル 31の作動流体流出口 31eからさらに補助凝縮器 34に 達し、ここで最終的に全て凝縮して液相の作動流体に変化した後、凝縮器 30を出た 他の液相作動流体同様にタンク 35に流入する。このタンク 35内に存在する全て液相 の作動流体は、ほぼ当初の状態の作動流体の糸且成に戻っており、液相の作動流体 としてはシステム内で最も低い温度及び圧力となっている。このタンク 35に達した全 て液相の作動流体は、ポンプ 40を経由して、主流路 laを蒸発器 10へ向け進むこと となる。
[0042] なお、第一段目のタービン 21から第二段目のタービン 22に向う高温気相の作動流 体の一部 (約 1%程度）が、抽気されて支流路 lcに入り、加熱器 60に導入される。加 熱器 60では、他方の主流路 laを通る全て液相の作動流体と前記抽気された高温気 相の作動流体とを熱交換させ、全て液相の作動流体を昇温させて、気相の作動流体 の保有する熱を回収する。気相の作動流体はこの加熱器 60での熱交換を経て冷却 され、凝縮して液相となり、この凝縮した液相の作動流体は加熱器 60を出た後、前記 タンク 62及びポンプ 61を経て、支流路 lcと主流路 laの合流点で主流路 laを流れる 全て液相の作動流体に加わる。この合流点において、各過程で複数の流路にそれ ぞれ分れた作動流体が全て一つに合わさることとなり、作動流体におけるアンモニア と水の割合が当初の割合に戻る。
こうして液相の作動流体は、加熱器 60や再生器 50での熱交換を経て、あらかじめ 所定温度まで昇温した状態で蒸発器 10内に戻り、前記同様に蒸発器 10での熱交 換以降の各過程を繰返すこととなる。
[0043] この作動流体に対し、凝縮器 30や補助凝縮器 34での熱交換に使用された冷海水 は、作動流体からの熱を受けて所定温度まで昇温している。この海水は、凝縮器 30 や補助凝縮器 34の外へ排出された後、最終的にシステム外部の海中へ放出される 。また、蒸発器 10での作動流体との熱交換に伴い温度が下がった温海水も、熱交換 後にシステム外部の海中へ排出される。
[0044] このように、本実施の形態に係る蒸気動力サイクルシステムにお ヽては、凝縮器 30 と蒸発器 10間の液相作動流体主流路 laで、凝縮器 30後段側で且つ加熱器 60の 前段側位置にポンプ 40を配設し、この主流路 laにおけるポンプを一つのみとして、 他のポンプ動作の影響を排除し、蒸気動力サイクルの運転状態の安定を得て!/、るこ とに加え、蒸発器 10と凝縮器 30がプレート式熱交^^とシェルを組合わせた構造と され、蒸発器 10が気液分離器の機能を備える一方、凝縮器 30は吸収器の機能を備 え、非共沸混合流体を作動流体として用いる場合に、通常は蒸発器や凝縮器と別途 に必要であった気液分離器及び吸収器をそれぞれ省略でき、機器配置に必要なス ペースも小さくでき、配置の自由度が増大することにカ卩え、システム全体をコンパクト ィ匕、低コスト化できる。また、気液分離器や吸収器に付随する配管も省略でき、配管 の存在に伴う圧力損失や熱損失を低減させて有効に取出せる仕事量を増大させら れ、高温熱源と低温熱源の温度差が小さくても十分な動力を発生させられる。
[0045] なお、前記実施の形態に係る蒸気動力サイクルシステムにおいては、改良した蒸 発器 10と凝縮器 30、さらにタンク 62やポンプ 61配置の改良を、まとめてシステムに 採用した構成としている力 これに限らず、従来の蒸気動力サイクルシステムに、改 良された蒸発器、改良された凝縮器、又はタンクやポンプの配置改良をそれぞれ個 別に採用するようにしても力まわない。そして、改良された蒸発器、及び Z又は改良 された凝縮器にっ ヽては、タービン抽気を行わず加熱器を用いな ヽ蒸気動力サイク ルシステムにも採用することができ、前記同様システムのコンパクトィ匕が図れる。
[0046] また、前記実施の形態に係る蒸気動力サイクルシステムにお 、て、蒸発器 10や凝 縮器 30の熱交換部 12、 33としては、金属製の伝熱プレート 70を複数並列状態で溶 接一体ィ匕して形成した全溶接プレート式熱交 を用いる構成として 、るが、これに 限らず、プレート自体に流入口や流出口となる孔が穿設された伝熱プレートを、ガス ケットを介在させつつ重ね合せて一体ィ匕する、従来から一般的なタイプのプレート式 熱交^^等、様々なプレート式熱交 を採用することもできる。さらに、こうしたプレ ート式の熱交換器の他、長手方向端部に熱交換対象流体の流入出口が位置するも のであれば、例えばシェルアンドチューブ型などの他の形式の熱交換器を採用する 構成とすることちでさる。
[0047] また、前記実施の形態に係る蒸気動力サイクルシステムにお 、ては、蒸発器 10か ら支流路 lbに入り再生器 50で熱交換された後の液相の作動流体を、減圧弁 51を経 由させて凝縮器 30に導入する構成としているが、この他、凝縮器 30における散水部 32のノズル部分に減圧 (膨張)機能を付与して減圧弁を兼用させ、支流路 lbへの減 圧弁の配置を省略する構成とすることもでき、システムの構成がより簡略となり、コスト ダウンが図れる。

Claims

請求の範囲
[1] 沸点の異なる複数の流体が混合された作動流体を全て液相の状態で所定の高温熱 源と熱交換させ、前記作動流体の少なくとも一部を蒸発させる蒸発器と、前記作動流 体のうち蒸発した気相分を導入されて流体の保有する熱エネルギを動力に変換する タービンと、当該タービンを出た気相の作動流体を所定の低温熱源と熱交換させて 作動流体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の低温作動流体を前記蒸 発器へ送込むポンプとを少なくとも備える蒸気動力サイクルシステムにおいて、 前記蒸発器が、中空の圧力容器であるシェルと、当該シェル内に配設されて長手 方向両端部に熱交換対象流体の流入出口が存在する熱交換部とを備え、当該熱交 換部における作動流体の流出口以外の各流入出口がシェル外部に延長配設されて シェル内部空間からは隔離された状態とされる一方、熱交換部における作動流体の 流出口がシェル内部空間に開口連通する状態とされ、
前記蒸発器における熱交換部の流出ロカ シェル内部空間に流出した高温の作 動流体が、前記内部空間で気相分と液相分とに分離し、シェルから気相の作動流体 と液相の作動流体がそれぞれ別個に取出されることを
特徴とする蒸気動力サイクルシステム。
[2] 沸点の異なる複数の流体が混合された作動流体を全て液相の状態で所定の高温熱 源と熱交換させ、前記作動流体の少なくとも一部を蒸発させる蒸発器と、前記作動流 体のうち蒸発した気相分を導入されて流体の保有する熱エネルギを動力に変換する タービンと、当該タービンを出た気相の作動流体を所定の低温熱源と熱交換させて 作動流体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の低温作動流体を前記蒸 発器へ送込むポンプとを少なくとも備える蒸気動力サイクルシステムにおいて、 前記凝縮器が、中空の圧力容器であるシェルと、当該シェル内に配設されて長手 方向両端部に熱交換対象流体の流入出口が存在する熱交換部と、液相の作動流体 をシェル内部空間への気相作動流体の流入部分に散布する散水部とを備え、当該 熱交換部における低温熱源となる流体の流入出口がシェル外部に延長配設されて シェル内部空間からは隔離された状態とされる一方、熱交換部における作動流体の 流入出口がシェル内部空間に開口連通する状態とされ、 前記シェルの内部空間へ各相の作動流体が流入すると、前記散水部から噴射され た液相の作動流体が一部の気相作動流体を吸収しつつ、液相の作動流体と気相の 作動流体とがーつに混合し、当該混合状態の作動流体が熱交換部へ流入して熱交 換による気相分の凝縮を進行させ、
前記熱交換部の流出ロカ 前記シェル内部空間に流出した作動流体が、前記内 部空間で気相分と液相分とに分離し、シ ルカ 気相の作動流体と液相の作動流体 がそれぞれ別個に取出されることを
特徴とする蒸気動力サイクルシステム。
[3] 前記請求項 1に記載の蒸気動力サイクルシステムにお 、て、
前記凝縮器が、中空の圧力容器であるシェルと、当該シェル内に配設されて長手 方向両端部に熱交換対象流体の流入出口が存在する熱交換部と、液相の作動流体 をシェル内部空間への気相作動流体の流入部分に散布する散水部とを備え、当該 熱交換部における低温熱源となる流体の流入出口がシェル外部に延長配設されて シェル内部空間からは隔離された状態とされる一方、熱交換部における作動流体の 流入出口がシェル内部空間に開口連通する状態とされ、
前記シェルの内部空間へ各相の作動流体が流入すると、前記散水部から噴射され た液相の作動流体が一部の気相作動流体を吸収しつつ、液相の作動流体と気相の 作動流体とがーつに混合し、混合状態の作動流体が熱交換部へ流入して熱交換に よる気相分の凝縮を進行させ、
前記熱交換部の流出ロカ 前記シェル内部空間に流出した作動流体が、前記内 部空間で気相分と液相分とに分離し、シ ルカ 気相の作動流体と液相の作動流体 がそれぞれ別個に取出されることを
特徴とする蒸気動力サイクルシステム。
[4] 沸点の異なる複数の流体が混合された作動流体を全て液相の状態で所定の高温熱 源と熱交換させ、前記作動流体の少なくとも一部を蒸発させる蒸発器と、前記作動流 体のうち蒸発した気相分を導入されて流体の保有する熱エネルギを動力に変換する 二つのタービンと、当該タービンを出た気相の作動流体を所定の低温熱源と熱交換 させて作動流体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の低温作動流体を 前記蒸発器へ送込むポンプと、前記高温熱源との熱交換を経て高温となった作動流 体のうち、液相の作動流体を、前記蒸発器に導入される前の全て液相の作動流体と 熱交換させる再生器と、前記二つのタービンのうち第一段目のタービンを出た気相 の作動流体力 抽気された一部の気相作動流体と前記液相の低温作動流体とを熱 交換させる加熱器とを少なくとも備える蒸気動力サイクルシステムにおいて、 前記ポンプが、前記凝縮器から蒸発器に至る全て液相の作動流体の主流路にお ける前記加熱器配置位置より前段側に配設され、
当該ポンプと前記凝縮器との間に所定のタンクが配設され、凝縮器を出た直後の 全て液相の作動流体が導入され、
前記第一のタービンから加熱器に通じる作動流体の支流路が、加熱器から前記タ ンクより小さい他のタンク及び前記ポンプより吐出能力の小さい他のポンプをそれぞ れ経て、前記全て液相の作動流体の主流路における加熱器と再生器との間の位置 で主流路と合流し、
前記第一のタービンを出て加熱器での熱交換を経た作動流体が、前記他のタンク 及び他のポンプをそれぞれ経由して、前記主流路を流れる全て液相の作動流体に カロわることを
特徴とする蒸気動力サイクルシステム。
[5] 前記請求項 4に記載の蒸気動力サイクルシステムにお 、て、
前記蒸発器が、中空の圧力容器であるシェルと、当該シェル内に配設されて長手 方向両端部に熱交換対象流体の流入出口が存在する熱交換部とを備え、当該熱交 換部における作動流体の流出口以外の各流入出口がシェル外部に延長配設されて シェル内部空間からは隔離された状態とされる一方、熱交換部における作動流体の 流出口がシェル内部空間に開口連通する状態とされ、
前記蒸発器における熱交換部の流出ロカ シェル内部空間に流出した高温の作 動流体が、前記内部空間で気相分と液相分とに分離し、シェルから気相の作動流体 と液相の作動流体がそれぞれ別個に取出されることを
特徴とする蒸気動力サイクルシステム。
[6] 前記請求項 4又は 5に記載の蒸気動力サイクルシステムにお 、て、 前記凝縮器が、中空の圧力容器であるシェルと、当該シェル内に配設されて長手 方向両端部に熱交換対象流体の流入出口が存在する熱交換部と、液相の作動流体 をシェル内部空間への気相作動流体の流入部分に散布する散水部とを備え、当該 熱交換部における低温熱源となる流体の流入出口がシェル外部に延長配設されて シェル内部空間からは隔離された状態とされる一方、熱交換部における作動流体の 流入出口がシェル内部空間に開口連通する状態とされ、
前記シェルの内部空間へ各相の作動流体が流入すると、前記散水部から噴射され た液相の作動流体が一部の気相作動流体を吸収しつつ、液相の作動流体と気相の 作動流体とがーつに混合し、混合状態の作動流体が熱交換部へ流入して熱交換に よる気相分の凝縮を進行させ、
前記熱交換部の流出ロカ 前記シェル内部空間に流出した作動流体が、前記内 部空間で気相分と液相分とに分離し、シ ルカ 気相の作動流体と液相の作動流体 がそれぞれ別個に取出されることを
特徴とする蒸気動力サイクルシステム。
PCT/JP2005/011857 2005-06-28 2005-06-28 蒸気動力サイクルシステム WO2007000811A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007523259A JP4669964B2 (ja) 2005-06-28 2005-06-28 蒸気動力サイクルシステム
PCT/JP2005/011857 WO2007000811A1 (ja) 2005-06-28 2005-06-28 蒸気動力サイクルシステム

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2005/011857 WO2007000811A1 (ja) 2005-06-28 2005-06-28 蒸気動力サイクルシステム

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007000811A1 true WO2007000811A1 (ja) 2007-01-04

Family

ID=37595073

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2005/011857 WO2007000811A1 (ja) 2005-06-28 2005-06-28 蒸気動力サイクルシステム

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP4669964B2 (ja)
WO (1) WO2007000811A1 (ja)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010139444A1 (de) * 2009-06-04 2010-12-09 Stuerzebecher Wolfgang Ammoniak-wasser-absorptionskälteaggregat
CN102116274A (zh) * 2011-01-11 2011-07-06 中国海洋大学 海水温差驱动的氨水再热-引射吸收动力循环系统
WO2013027604A1 (ja) * 2011-08-19 2013-02-28 国立大学法人佐賀大学 蒸気動力サイクルシステム
JP2014114703A (ja) * 2012-12-06 2014-06-26 Ihi Corp 廃熱発電装置
CN108045539A (zh) * 2017-12-01 2018-05-18 中国船舶重工集团公司第七〇九研究所 一种疏水系统及船舶汽水循环动力系统
EP4036382A1 (de) * 2021-01-28 2022-08-03 Airbus Operations GmbH Nutzung einer wärmequelle zur stromerzeugung und luftfahrzeug mit kühlsystem

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5186648A (ja) * 1975-01-29 1976-07-29 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Jokigendoshosetsubi
JPH01151069U (ja) * 1988-03-31 1989-10-18
JPH0642310A (ja) * 1992-07-27 1994-02-15 Hisaka Works Ltd 混合媒体用吸収凝縮器
JPH0791361A (ja) * 1993-09-22 1995-04-04 Saga Univ 温度差発電装置

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0633917B2 (ja) * 1987-10-23 1994-05-02 株式会社日立製作所 流下液膜式蒸発器
JPH0791213A (ja) * 1993-09-28 1995-04-04 Hisaka Works Ltd バイナリー発電システム

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5186648A (ja) * 1975-01-29 1976-07-29 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Jokigendoshosetsubi
JPH01151069U (ja) * 1988-03-31 1989-10-18
JPH0642310A (ja) * 1992-07-27 1994-02-15 Hisaka Works Ltd 混合媒体用吸収凝縮器
JPH0791361A (ja) * 1993-09-22 1995-04-04 Saga Univ 温度差発電装置

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010139444A1 (de) * 2009-06-04 2010-12-09 Stuerzebecher Wolfgang Ammoniak-wasser-absorptionskälteaggregat
CN102116274A (zh) * 2011-01-11 2011-07-06 中国海洋大学 海水温差驱动的氨水再热-引射吸收动力循环系统
WO2013027604A1 (ja) * 2011-08-19 2013-02-28 国立大学法人佐賀大学 蒸気動力サイクルシステム
JP2013040594A (ja) * 2011-08-19 2013-02-28 Saga Univ 蒸気動力サイクルシステム
US9328634B2 (en) 2011-08-19 2016-05-03 Saga University Steam power cycle system
JP2014114703A (ja) * 2012-12-06 2014-06-26 Ihi Corp 廃熱発電装置
CN108045539A (zh) * 2017-12-01 2018-05-18 中国船舶重工集团公司第七〇九研究所 一种疏水系统及船舶汽水循环动力系统
EP4036382A1 (de) * 2021-01-28 2022-08-03 Airbus Operations GmbH Nutzung einer wärmequelle zur stromerzeugung und luftfahrzeug mit kühlsystem
US11811107B2 (en) 2021-01-28 2023-11-07 Airbus Operations Gmbh Use of a heat source for generation of electricity and aircraft comprising a cooling system

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2007000811A1 (ja) 2009-01-22
JP4669964B2 (ja) 2011-04-13

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US7827817B2 (en) Absorption heat pump
KR102017722B1 (ko) 증기 동력 사이클 시스템
KR101602754B1 (ko) 증기 동력 사이클 장치
WO2007000811A1 (ja) 蒸気動力サイクルシステム
CN106907204B (zh) 一种低温热源驱动的有机工质吸收式发电方法及其系统
JP2008088892A (ja) 非共沸混合媒体サイクルシステム
KR100878514B1 (ko) 흡수냉온수기
JP4588425B2 (ja) 吸収式ヒートポンプ
JP4542985B2 (ja) 吸収ヒートポンプ
JP3995525B2 (ja) 満液二重管式の蒸発器及びアンモニア吸収式冷凍機
CN201145260Y (zh) 余热锅炉及其汽包
CN109974328A (zh) 吸收式热交换系统
JPS622128B2 (ja)
JP6449099B2 (ja) 放出処理装置及び放出処理方法
KR100877024B1 (ko) 흡수식 냉온수기의 냉방시 급탕장치
KR100877025B1 (ko) 흡수식 냉온수기의 냉방시 급탕장치
RU2795415C2 (ru) Двигатель
KR100858778B1 (ko) 흡수식 냉온수기의 냉방 또는 휴지시 급탕장치
KR100339399B1 (ko) 흡수식 히트펌프
JP2787182B2 (ja) 一重二重吸収冷温水機
KR100858776B1 (ko) 흡수식 냉온수기의 냉방 또는 휴지시 급탕장치
KR100858777B1 (ko) 흡수식 냉온수기의 냉방 또는 휴지시 급탕장치
JP2004011928A (ja) 吸収式冷凍装置
US606326A (en) Absorption refrige-rating-machine
JP2728362B2 (ja) 吸収式冷凍装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2007523259

Country of ref document: JP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWW Wipo information: withdrawn in national office

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 05755180

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1