WO2011152049A1 - ガスタービンシステム - Google Patents

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WO2011152049A1
WO2011152049A1 PCT/JP2011/003089 JP2011003089W WO2011152049A1 WO 2011152049 A1 WO2011152049 A1 WO 2011152049A1 JP 2011003089 W JP2011003089 W JP 2011003089W WO 2011152049 A1 WO2011152049 A1 WO 2011152049A1
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fuel
gas turbine
compressor
air
turbine system
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PCT/JP2011/003089
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英俊 田口
西脇　文俊
晃 小森
朋一郎 田村
昂 松元
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パナソニック株式会社
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Priority to JP2012518255A priority patent/JP5810253B2/ja
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    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
    • Y02E20/14—Combined heat and power generation [CHP]

Definitions

  • the present invention relates to a gas turbine system using a gas turbine device.
  • Patent Document 1 discloses a gas turbine system 100 as shown in FIG.
  • the gas turbine system 100 includes a first compressor 101 and a first expansion turbine 102 connected to each other by a shaft, a combustor 103, a regenerative heat exchanger 104, and hot water as equipment constituting a gas turbine device. And a heat exchanger 123.
  • the first compressor 101 compresses air taken from the atmosphere.
  • the air discharged from the first compressor 101 flows into the combustor 104 after passing through the regenerative heat exchanger 104.
  • fuel is injected and burned.
  • the combustion gas generated in the combustor 104 heats the air before flowing into the combustor 104 by the regenerative heat exchanger 104 and then flows into the first expansion turbine 102 where it expands.
  • the first expansion turbine 102 extracts power from the expanding combustion gas as rotational torque and drives the first compressor 101.
  • the combustion gas discharged from the first expansion turbine 102 is used as a heat source for generating hot water in the hot water heat exchanger 123 and then discharged into the atmosphere.
  • a reciprocating compressor 105 that supplies compressed air to the combustor 104 at the time of activation is provided in order to activate the gas turbine apparatus.
  • the gas turbine system 100 employs a configuration in which air compressed by the first compressor 101 is extracted from the gas turbine device, and the temperature of the extracted air (so-called extraction) is reduced to generate cold air.
  • the 1st heat exchanger 121 which cools the air extracted from the gas turbine device with cold water
  • the 2nd compressor 111 which compresses the air which flows out from the 1st heat exchanger 121
  • the 2nd compressor 111 which compresses the air which flows out from the 2nd heat exchanger 121
  • the 2nd heat exchanger 122 which cools the air discharged from the cold water with cold water
  • the 2nd expansion turbine 112 which expands the air which flows out out of the 2nd heat exchanger 122 are provided.
  • the second expansion turbine 112 is connected to the second compressor 111 by a shaft, takes out power as rotational torque from the expanding air, and drives the second compressor 111. Further, a water separator 113 that separates moisture from the air is provided between the second heat exchanger 122 and the second expansion turbine 112. The water heated by cooling the air in the first heat exchanger 121 and the second heat exchanger 122 is supplied to the hot water heat exchanger 123 of the gas turbine apparatus.
  • the gas turbine system 100 disclosed in Patent Document 1 since cold air is generated, the gas turbine system 100 is mounted on a vehicle such as an automobile, and the cold air generated by the gas turbine system 100 is used, for example, for the vehicle. It is conceivable to perform cooling.
  • the gas turbine system 100 disclosed in Patent Document 1 has been developed on the assumption that it is installed in an environment in which cold water is abundant, and when installed in a vehicle, a facility for holding cold water is new. Therefore, it is not suitable for mounting on vehicles that require small size and light weight.
  • an object of the present invention is to provide a gas turbine system suitable for mounting on a vehicle.
  • the present invention provides a first compressor that compresses a working fluid, a combustor that injects and burns fuel into the working fluid discharged from the first compressor, and a first shaft.
  • a gas turbine device connected to the first compressor and configured to expand a combustion gas generated in the combustor; and a fuel tank for storing fuel supplied to the combustor; and the fuel tank.
  • a fuel circulation path that circulates the stored fuel, a cooler that cools the working fluid extracted from the gas turbine device and pressurized by the first compressor with the fuel flowing through the fuel circulation path, and
  • a gas turbine system including a cooling fluid generating device including a second expansion turbine that expands a working fluid flowing out from a cooler.
  • a system that does not require input other than the working fluid can be obtained by cooling the working fluid using fuel. Therefore, according to the present invention, a gas turbine system suitable for mounting on a vehicle can be realized.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a gas turbine system according to a first embodiment of the present invention.
  • Configuration diagram of a modified gas turbine system The block diagram of the gas turbine system which concerns on 2nd Embodiment of this invention.
  • Configuration diagram of a modified gas turbine system Configuration of a gas turbine system according to another modification Configuration diagram of a conventional gas turbine system
  • FIG. 1 shows a gas turbine system 1A according to a first embodiment of the present invention.
  • This gas turbine system 1A is mounted on a vehicle (not shown), and includes a gas turbine device 2, a cooling fluid generating device 5, an air conditioning unit 6, and a heat exchanger 7 also serving as a silencer. ing.
  • air is used as the working fluid of the gas turbine device 2 and the cooling fluid generating device 5, and the cold air generated by the cooling fluid generating device 5 is directly used for air conditioning.
  • the gas turbine device 2 includes a first compressor 21 and a first expansion turbine 23, a combustor 26, and a regenerative heat exchanger 27 that are connected to each other by a first shaft 22.
  • the regenerative heat exchanger 27 is provided from the viewpoint of improving the thermal efficiency of the gas turbine device 2, but the regenerative heat exchanger 27 may not be provided.
  • the gas turbine device 2 includes a generator 24 connected to the first shaft 22, a control circuit 25 including an inverter connected to the generator 24, and a fuel tank for storing fuel supplied to the combustor 26. 30.
  • the first compressor 21 sucks and compresses air taken in from the atmosphere.
  • the generator 24 is used as an electric motor at the time of activation, and drives the first compressor 21 by rotating the first shaft 22.
  • the high-pressure air discharged from the first compressor 21 flows into the regenerative heat exchanger 27, where it is heated by the combustion gas described later to further increase the temperature, and then flows into the combustor 26.
  • fuel is injected into the high-pressure air from the fuel tank 30 via a fuel circulation path 31, which will be described later, and an air-fuel mixture is formed.
  • the fuel injected into the combustor 104 is ignited by a spark electrode (not shown) and burned. Thereby, the air-fuel mixture becomes a high-temperature combustion gas while maintaining the pressure substantially.
  • Combustion gas generated in the combustor 26 flows into the first expansion turbine 23, where it expands to reduce the pressure to about atmospheric pressure.
  • the first expansion turbine 23 extracts power as rotational torque from the expanding combustion gas, drives the first compressor 21, and provides surplus power to the generator 24.
  • the generator 24 generates power.
  • the combustion gas discharged from the first expansion turbine 23 flows into the regenerative heat exchanger 27.
  • heat exchange is performed between the combustion gas and the high-pressure air before flowing into the combustor 26, and the temperature of the combustion gas decreases.
  • the combustion gas that has flowed out of the regenerative heat exchanger 27 flows into the heat exchanger 7, is cooled by adjusting air described later, further lowers the temperature, and is discharged into the atmosphere.
  • the fuel tank 30 is connected to both ends of a fuel circulation path 31 provided with a pressure feed pump 31a for circulating the fuel stored in the fuel tank 30.
  • liquid fuel is stored in the fuel tank 30.
  • gaseous fuel may be stored in the fuel tank 30.
  • liquid fuel conventional petroleum-derived fuels such as gasoline and diesel oil (especially second-generation biodiesel oil) that are conventionally used may be used, but alcohol fuel such as methanol and ethanol, or alcohol An alcohol-based mixed fuel containing fuel is preferred.
  • the gaseous fuel for example, CNG (Compressed Natural Gas), propane (LPG: Liquefied Petroleum Gas), MTBE (Methyl Tertiary Butyl Ether), hydrogen, and the like can be used.
  • Table 1 shows the physical properties of the above-mentioned liquid fuel and gaseous fuel.
  • API American PetroleumInstitute
  • Table 2 Petroleum Product Surveys: Motor Gasoline, Summer 1986, Quoted from Petroleum and Energy Research.
  • API American Petroleum Institute
  • Alcohols and Ethers, Publication No. 4261, 3rd ed. Washington, DC, June 2001
  • Table B-1 The lb unit system was converted to the SI unit system.
  • the fuel circulation path 31 is for forming a route through which fuel flows outside the gas turbine device 2, and passes through the cooling fluid generation device 5.
  • the temperature of the fuel in the fuel tank 30 is usually about the same as the atmospheric temperature.
  • the fuel is used as a heat medium that takes heat away from the cooling fluid generator 5.
  • the fuel circulation path 31 is provided with a fuel cooler 32 that cools the fuel flowing through the fuel circulation path 31 as means for preventing overheating of the fuel.
  • the fuel cooler 32 of the present embodiment has a configuration in which fuel is cooled by wind W generated by traveling of the vehicle.
  • the fuel cooler 32 is preferably placed at a location immediately downstream of the fuel tank 30 or immediately downstream of the pressure feed pump 31a where the wind W is easily introduced. Depending on the capacity of the fuel tank 30, the fuel cooler 32 can be omitted.
  • the fuel circulation path 31 is configured to also pass through the control circuit 25 and the generator 24. For this reason, the control circuit 25 and the generator 24 are cooled by the fuel flowing through the fuel circulation path 31.
  • the fuel cooler 32 is preferably arranged upstream of the generator 24 and the control circuit 25 as shown in the figure.
  • the cooling fluid generator 5 includes a second compressor 51 and a second expansion turbine 53, a cooler 55, and a water separator 56 that are connected to each other by a second shaft 52. Further, the cooling fluid generating device 5 includes a generator 54 connected to the second shaft 52.
  • the second compressor 51 is connected to one end of an extraction passage 4 for extracting air boosted by the first compressor 21 from the gas turbine device 2.
  • the other end of the bleed passage 4 is connected to the intermediate pressure position of the first compressor 21, and air being compressed by the first compressor 21 is supplied to the second compressor 21 through the bleed passage 4. It has become so.
  • the bleed passage 4 is provided with a flow rate adjustment valve 41.
  • the temperature of the air (hereinafter also simply referred to as “extraction”) extracted from the gas turbine device 2 through the extraction passage 4 and pressurized by the first compressor 21 is the second compressor. It is opened when a predetermined temperature determined based on the pressure ratio of 22 is reached.
  • the second compressor 51 sucks and compresses the extracted air.
  • the generator 54 is used as an electric motor at the time of startup, and drives the second compressor 51 by rotating the second shaft 52.
  • the high pressure air discharged from the second compressor 51 flows into the cooler 55. In the cooler 55, heat exchange is performed between the high-pressure air and the fuel flowing through the fuel circulation path 31, and the high-pressure air is cooled by the fuel.
  • the second expansion turbine 53 extracts power from the expanding air as rotational torque, drives the second compressor 51, and provides surplus power to the generator 54. As a result, the generator 54 generates power. If there is no surplus power depending on the operating conditions, the generator 54 can be used only as an electric motor.
  • the air discharged from the second expansion turbine 53 is sent to the air conditioning unit 6 after passing through the water separator 56.
  • the water separator 56 separates moisture from the air discharged from the second expansion turbine 53.
  • the air conditioning unit 6 includes a mixer 62 connected to the second expansion turbine 53 via a water separation device 56, and a blower 61 for taking air from the atmosphere and supplying it to the mixer 62.
  • the air discharged from the second expansion turbine 53 is mixed with the air supplied from the blower 61 in the mixer 62, adjusted to a desired temperature, and this adjusted air is sent to the heat exchanger 7.
  • the adjusted air adjusted to a temperature corresponding to the air conditioning required temperature by the air conditioning unit 6 may be directly supplied to the vehicle interior (not shown) without passing through the heat exchanger 7.
  • the heat exchanger 7 performs heat exchange between the conditioned air that has flowed out of the mixer 62 and the combustion gas that has flowed out of the regeneration heat exchanger 27 described above, so that the conditioned air that has flowed out of the mixer 62 is suitable for air conditioning. Heat to the desired temperature. And the air heated with the heat exchanger 7 is supplied to the vehicle interior of illustration.
  • the temperature adjusting means for adjusting the temperature of the air discharged from the second expansion turbine 56 is configured by the mixer 62 and the heat exchanger 7 of the air conditioning unit 6.
  • a fuel having a flow rate sufficiently larger than the flow rate required for combustion in the combustor 26 is caused to flow through the fuel circulation path 31 by the pressure feed pump 31a. Further, the flow rate of the fuel flowing through the fuel circulation path 31 is determined from the amount of cooling heat required by the control circuit 25, the generator 24, and the cooler 55 so that the temperature rise of the fuel becomes an appropriate value.
  • the fuel flowing through the fuel circulation path 31 is heated by the control circuit 25 and the generator 24 while being sent from the fuel tank 30 to the cooler 55, further heated by the cooler 55, and then returned to the fuel tank 30. A part of the fuel flowing through the fuel circulation path 31 is supplied to the combustor 26 while returning from the cooler 55 to the fuel tank 30.
  • the pressure feed pump 31a increases the pressure to a pressure at which the fuel can be injected.
  • Combustion of fuel in the combustor 26 occurs after the mixture of fuel and air reaches a temperature suitable for combustion.
  • the fuel heated by the control circuit 25, the generator 24, and the cooler 55 is supplied to the combustor 26, so that the air-fuel mixture is heated to an appropriate temperature in the combustor 26 by the temperature rise due to the heating. Can reduce the amount of heat required.
  • the preconditions are an atmospheric temperature of 15 ° C. and an atmospheric pressure of 0.103 MPa, and the values shown in Table 1 are used for the fuel seed physical properties of ethanol.
  • the fuel contains chemical energy, but that energy cannot be used as it is. Therefore, chemical energy is converted into thermal energy by burning fuel, and the thermal energy is effectively used.
  • a unit amount (1 kg, 1 m 3 , 1 L) of fuel placed in a certain state eg, 1 atm, 25 ° C.
  • a certain state eg, 1 atm, 25 ° C.
  • the combustion gas is returned to its original temperature (In this case, the amount of heat measured when cooling to 25 ° C. is referred to as a calorific value.
  • the calorific value including the condensation latent heat obtained when the generated steam in the combustion gas is condensed is referred to as the high calorific value, and the calorific value that does not include the latent condensation heat as the steam is referred to as the low calorific value.
  • the lower heating value is obtained by subtracting the latent heat of condensation of water vapor from the higher heating value measured by a calorimeter, and is calculated by the following (Equation 1).
  • the thermal efficiency on the generator side of the gas turbine device 2 described below is calculated from the lower heating value excluding the coagulation latent heat of water vapor.
  • Low calorific value High calorific value-Condensation latent heat of water vapor x Amount of water vapor (Equation 1)
  • the outlet temperature of the first compressor 21 is about 190 ° C.
  • the primary side outlet temperature of the regenerative heat exchanger 27 is about 810 ° C.
  • the outlet temperature of the combustor 26 is about 1200 ° C.
  • the outlet temperature of the first expansion turbine 23 Is about 910 ° C. and the regenerative heat exchanger 27 secondary side outlet temperature is about 340 ° C.
  • the extraction temperature is about 100 ° C
  • the second compressor 51 outlet temperature is about 160 ° C
  • the cooler 55 outlet temperature is about 65 ° C
  • the second expansion turbine 53 outlet temperature is about 3.0 ° C. It is.
  • the pressure is lowered from about 0.33 MPa to about 0.12 MPa by the first expansion turbine 23, the power generation amount becomes 1.6 kW.
  • the fuel is pumped at 0.4 MPa, the inlet temperature of the cooler 55 is about 25 ° C., and the outlet temperature of the cooler 55 is about 32 ° C.
  • the gas turbine system is designed so that the required output (the power generation amount of the generator 24) is equal.
  • the power generation amount of the generator 24 is maintained by controlling the flow rate of fuel supplied to the combustor 26 so that the heat generation amount of the gas turbine device 2 is the same as that in the case of ethanol.
  • the fuel supply amount may be controlled to 0.70 in the case of ethanol by converting from the lower heating value in Table 1.
  • the heat generation amount of the fuel supplied to the gas turbine device 2 per unit time is set to be equal, and the air intake amount to the gas turbine device 2 is also set to be the same.
  • the power generation amount of the generator 24 and the temperature of the bleed air to the cooling fluid generator 5 can be maintained.
  • the temperature control of extraction cooling in the cooling fluid generator 5 can be performed by controlling the heat transfer rate by the flow rate of fuel circulating in the cooling fluid generator 5.
  • Air conditioning capacity 350m 3 / h, 4500W Heating and air-conditioning capacity: 450 m 3 / h, 5000 W
  • Generator rated output 15kW
  • the amount of secondary battery mounted on an electric vehicle is 16 kWh, and the rated output of the generator is 15 kW on condition that the secondary battery is charged in about one hour.
  • the cooling air capacity is 350 m 3 / h and the cooling capacity is 4500 W during cooling
  • the heating air capacity is 450 m 3 / h and the heating capacity is 5000 W during heating.
  • the working fluid flow rate (first compressor 21 suction flow rate) of the gas turbine device 2 is 0.135 kg / sec at the minimum.
  • the generator rated output is about twice that of 30 kW
  • the working fluid flow rate (first compressor 21 suction flow rate) of the gas turbine device 2 is the minimum. 0.27 kg / sec.
  • the gas turbine system 1A of the present embodiment can be applied to an electric vehicle.
  • the cold truck is a truck with a total displacement of 3000cc or so, considering the loading capacity, the driving conditions will be stricter than passenger cars and power consumption is expected to increase, so it is also necessary to increase the power generation output.
  • the gas turbine system 1A of the present embodiment is applied to a cold car by setting the generator rated output to 30 kW and the working fluid flow rate (first compressor 21 suction flow rate) of the gas turbine device 2 to 0.27 kg / sec. I understand that I can do it.
  • cold air can be generated with a small system by cooling the extracted air extracted from the gas turbine device 2 using fuel.
  • the gas turbine device 2 has the generator 24, and the temperature of the air discharged from the second expansion turbine 56 is adjusted by the temperature adjusting means (mixer 62 and heat exchanger 7). Air conditioning can be performed while generating electricity. Therefore, if the gas turbine system 1A is mounted on, for example, an electric vehicle, both charging of the battery and air conditioning can be realized.
  • the gas turbine device 2 is provided with a flow path 20 for taking in the air in the vehicle interior, and the air-fuel mixture obtained by mixing the air in the atmosphere and the air in the vehicle interior is the first compressor 21. Inhalation is also possible. With such a configuration, heating can be performed while dehumidifying the air in the passenger compartment.
  • a flow rate adjustment valve (not shown) is provided in a flow path for taking air outside the vehicle into the first compressor 21 in FIG. 2, and a flow rate adjustment valve (not shown) is provided in the flow path 20, so And the flow rate of air taken in from the passenger compartment can be adjusted.
  • liquid fuel is stored in the fuel tank 30, and a branch path 34 that branches from the upstream side of the cooler 55 to the combustor 26 is provided in the fuel circulation path 31.
  • a distribution valve 33 is provided upstream of the cooler 55 in the fuel circulation path 31, and the upstream end of the branch path 34 is connected to the distribution valve 33.
  • the fuel used in the present embodiment is preferably a fuel having a low boiling point under atmospheric pressure and a high vapor pressure during superheating.
  • alcohol fuel such as methanol or ethanol, or alcohol fuel
  • the alcohol-based mixed fuel to be contained is preferable.
  • an existing petroleum-derived fuel that has been used conventionally, such as gasoline and diesel oil, may be used.
  • alcohol fuel has a larger heat of evaporation than existing petroleum-derived fuel and has a high ability to cool the extracted air
  • alcohol fuel or alcohol-based mixed fuel is particularly preferable in this embodiment.
  • cooling fluid generating device 5 is provided with a vaporizer 57 that vaporizes the fuel flowing through the branch path 34 by the air discharged from the second compressor 51 on the upstream side of the cooler 55.
  • branch path 34 is provided with an animal pressure device 35 and a flow rate adjusting valve 36 in this order on the downstream side of the vaporizer 57.
  • the operation of the gas turbine device 2 is the same as the operation described in the first embodiment.
  • the operation of the cooling fluid generator 5 is the same as that described in the first embodiment except for the following two points.
  • the first point is that air discharged from the second compressor 51 flows into the carburetor 57 and is cooled by heat exchange with the fuel flowing through the branch passage 34.
  • the second point is that the flow regulating valve 41 is opened when the temperature of the bleed air reaches a predetermined temperature determined based on the pressure ratio of the second compressor 22 and the fuel evaporation temperature.
  • the fuel flowing through the fuel circulation path 31 is distributed by the distribution valve 33 to a circulation side that returns to the fuel tank 30 through the cooler 55 and a combustion side that is supplied to the combustor 26 through the vaporizer 57.
  • the flow rate distributed to the combustion side is equal to or slightly higher than the flow rate required for combustion in the combustor 26.
  • the flow rate distributed to the circulation side is not particularly limited and can be a large flow rate. By determining the distribution rate in this way, it is possible to quickly vaporize a small flow rate of fuel, to increase the vapor pressure to an overheated state, and to minimize the volume required for the animal pressure device 35.
  • the fuel distributed to the circulation side is heated by the cooler 55 and then returned to the fuel tank 30.
  • the fuel distributed to the fuel side flows into the carburetor 57.
  • the fuel is vaporized by heat exchange with the high-pressure air discharged from the second compressor 51, and the temperature further rises, resulting in an overheated state. In other words, the fuel lowers the temperature of the high-pressure air discharged from the second compressor 51 by the heat of evaporation.
  • the fuel that has flowed out of the carburetor 57 is once retained in the stock pressure unit 35 and flows into the combustor 26 against the pressure in the combustor 26 by the vapor pressure of the fuel itself according to the setting of the flow rate adjustment valve 36. .
  • fuel is boosted to a pressure that can be injected by a pump or a compressor and supplied to a combustor regardless of liquid fuel or gaseous fuel.
  • the gas turbine system 1B of the present embodiment it is not necessary to increase the pressure to a pressure at which fuel can be injected by a pump, and the pressure can be increased to a pressure at which fuel can be injected by gasification of the fuel. That is, as the pressure source for fuel injection, heat released from the air in the carburetor 57 of the cool air fluid generating device 5 is used. By setting it as such a structure, fuel injection can be implemented with simple apparatuses, such as an on-off valve.
  • an operating point when ethanol (boiling point under atmospheric pressure: 78 ° C.) is used as a fuel will be shown.
  • the preconditions are an atmospheric temperature of 15 ° C. and an atmospheric pressure of 0.103 MPa, and the values shown in Table 1 are used for the fuel seed physical properties of ethanol.
  • the gas turbine device 2 is the same as in the first embodiment.
  • the cooling fluid generating device 5 is the same as that of the first embodiment except that the outlet temperature of the vaporizer 57 is about 120 ° C.
  • the fuel is pumped at 0.4 MPa, the inlet temperature of the cooler 55 and the vaporizer 57 is about 25 ° C., the outlet temperature of the cooler 55 is about 26 ° C., and the outlet temperature of the vaporizer 57 is about 120 ° C.
  • the distribution rate is about 99% on the circulation side and about 1% on the combustion side.
  • the present invention is applicable to an electric vehicle or a cold car.
  • the extraction extracted from the gas turbine device 2 is cooled using the latent heat of the fuel, so that the heat transfer coefficient as in the case of using the gaseous fuel in the first embodiment is reduced. Smaller heat exchangers can be used than when heat exchange is low gas-to-gas.
  • the vaporized fuel can be supplied to the combustor 26 while the liquid fuel is stored in the fuel tank 30, the merit of the liquid fuel that can reduce the volume of the fuel tank 30, and the fuel injection mechanism to the combustor 26 Both of the merits of the gaseous fuel that can simplify the process can be obtained. Furthermore, since it is not necessary to raise the pressure to the pressure at which the fuel can be injected into the combustor 26 by the pressure feed pump 31a, the power of the pressure feed pump 31a can be reduced as compared with the first embodiment. For example, when ethanol is used as the fuel, the power of the pressure pump 31a, which requires about 100 W in the first embodiment, can be reduced to 22.5 W.
  • the distribution ratio by the distribution valve 33 is 0% on the combustion side and 100 on the circulation side. If%, generation of unnecessary vaporized fuel can be stopped.
  • the other end of the extraction passage 4 is connected to the intermediate pressure position of the first compressor 21.
  • it is effective to reduce the power of the first compressor 21.
  • it is preferable to extract the air that is being compressed by the first compressor 21 and extract it.
  • the pressure of the air discharged from the second compressor 51 is higher.
  • the air after completion of compression by the first compressor 21 may be extracted and extracted.
  • the other end (upstream end) of the extraction passage 4 may be connected to a flow path between the first compressor 21 and the regenerative heat exchanger 27.
  • the fuel cooler 32 is provided in the fuel circulation path 31 in consideration of the heat transfer coefficient on the fuel side.
  • the cooler 32 may be provided in the fuel tank 30 so as to cool the fuel stored in the fuel tank 30.
  • the temperature of the air discharged from the second expansion turbine 56 is adjusted by the mixer 62 and the heat exchanger 7, but the air discharged from the second expansion turbine 56
  • the temperature adjusting means for adjusting the temperature is not limited to this.
  • the temperature adjusting means may be configured to provide a bypass path in the extraction path 4 and mix the extraction air with the air discharged from the second expansion turbine 56.
  • the second expansion turbine 53 is connected to the second compressor 51 by the second shaft 52.
  • the second shaft 52 is divided, and an electric motor and a second expansion turbine 53 are provided on the second compressor 51 side. It is also possible to provide a generator on the side and rotate the second compressor 51 and the second expansion turbine 53 at suitable rotational speeds.
  • the second compressor 51 when the pressure of the air extracted from the gas turbine device 2 is sufficiently high, the second compressor 51 can be omitted. However, if the second compressor 51 is present, a high expansion ratio in the second expansion turbine 53 can be ensured.
  • the fuel cooler 32 had the structure which cools a fuel with the wind which arises by driving
  • gas turbine systems 1A and 1B of the above embodiment can generate cold heat as long as there is a working fluid other than fuel, it is possible to reduce the size. Therefore, it is not only suitable for vehicle mounting but also useful as a stationary type. And depending on the application of gas turbine system 1A, 1B, the gas turbine apparatus 2 does not need to have the generator 24.
  • FIG. 1A, 1B the gas turbine apparatus 2 does not need to have the generator 24.

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Abstract

　ガスタービンシステム（１Ａ）は、ガスタービン装置（２）と、冷却流体生成装置（５）とを備えている。ガスタービン装置（２）は、第１シャフト（２２）により互いに連結された第１圧縮機（２１）および第１膨張タービン（２３）と、燃焼器（２６）と、燃料タンク（３０）とを含む。燃料タンク（３０）に貯められた燃料は、燃料循環路（３１）を通じて循環させられる。ガスタービン装置（２）からは、第１圧縮機（２１）により昇圧された作動流体が抜き出される。冷却流体生成装置（５）は、ガスタービン装置（２）から抜き出された作動流体を燃料循環路（３１）を流れる燃料によって冷却する冷却器（５５）と、冷却器（５５）から流出した作動流体を膨張させる第２膨張タービン（５３）とを含む。

Description

ガスタービンシステム
　本発明は、ガスタービン装置を用いたガスタービンシステムに関する。
　従来から、ガスタービン装置を用いたガスタービンシステムとして、ガスタービン装置で発電する際の排熱を利用して温水等を生成するコジェネレーションシステムが知られている。近年では、発電を行わずに、ガスタービン装置を用いて熱水および冷気を直接生成するガスタービンシステムも提案されている。例えば、特許文献１には、図６に示すようなガスタービンシステム１００が開示されている。
　このガスタービンシステム１００は、ガスタービン装置を構成する機器として、シャフトにより互いに連結された第１圧縮機１０１および第１膨張タービン１０２と、燃焼器１０３と、再生熱交換器１０４と、熱水用熱交換器１２３とを備えている。第１圧縮機１０１は、大気中から取り込まれた空気を圧縮する。第１圧縮機１０１から吐出された空気は、再生熱交換器１０４を通過した後に、燃焼器１０４に流入する。燃焼器１０４では、燃料が噴射されて燃焼する。燃焼器１０４で発生した燃焼ガスは、再生熱交換器１０４で燃焼器１０４に流入する前の空気を加熱した後に第１膨張タービン１０２に流入し、ここで膨張する。第１膨張タービン１０２は、膨張する燃焼ガスから回転トルクとして動力を取り出し、第１圧縮機１０１を駆動する。第１膨張タービン１０２から吐出された燃焼ガスは、熱水用熱交換器１２３において熱水を生成する熱源として利用された後に大気中に排出される。
　ガスタービンシステム１００では、ガスタービン装置が発電機を有していないので、ガスタービン装置を起動させるために、起動時に燃焼器１０４に圧縮空気を供給するレシプロ式圧縮機１０５が設けられている。
　さらに、ガスタービンシステム１００には、ガスタービン装置から第１圧縮機１０１で圧縮された空気を抜き出し、この抜き出した空気（いわゆる抽気）を温度低下させて冷気を生成する構成が採用されている。具体的には、ガスタービン装置から抜き出した空気を冷水によって冷却する第１熱交換器１２１と、第１熱交換器１２１から流出する空気を圧縮する第２圧縮機１１１と、第２圧縮機１１１から吐出された空気を冷水によって冷却する第２熱交換器１２２と、第２熱交換器１２２から流出する空気を膨張させる第２膨張タービン１１２とが設けられている。第２膨張タービン１１２は、シャフトにより第２圧縮機１１１と連結されており、膨張する空気から回転トルクとして動力を取り出し、第２圧縮機１１１を駆動する。また、第２熱交換器１２２と第２膨張タービン１１２との間には、空気から水分を分離する水分離器１１３が設けられている。第１熱交換器１２１および第２熱交換器１２２で空気を冷却することにより加熱された水は、ガスタービン装置の熱水用熱交換器１２３に供給される。
特許第４３２４７１９号公報
　ところで、特許文献１に開示されたガスタービンシステム１００では冷気が生成されるので、ガスタービンシステム１００を自動車などの車両に搭載し、ガスタービンシステム１００で生成される冷気を利用して例えば車両の冷房を行うことが考えられる。しかしながら、特許文献１に開示されたガスタービンシステム１００は、冷水が豊富にある環境に設置されることを前提に開発されたものであり、車両へ搭載する場合には冷水を保持する設備が新たに必要になり、小型軽量性が求められる車両への搭載には適していない。
　本発明は、このような事情に鑑み、車両への搭載に適したガスタービンシステムを提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明は、作動流体を圧縮する第１圧縮機、前記第１圧縮機から吐出された作動流体中に燃料を噴射して燃焼させる燃焼器、第１シャフトにより前記第１圧縮機と連結され、前記燃焼器で発生した燃焼ガスを膨張させる第１膨張タービン、および、前記燃焼器に供給される燃料を貯める燃料タンク、を含むガスタービン装置と、前記燃料タンクに貯められた燃料を循環させる燃料循環路と、前記ガスタービン装置から抜き出された、前記第１圧縮機により昇圧された作動流体を前記燃料循環路を流れる燃料によって冷却する冷却器、および、前記冷却器から流出した作動流体を膨張させる第２膨張タービン、を含む冷却流体生成装置と、を備えるガスタービンシステムを提供する。
　前記の構成によれば、燃料を利用して作動流体を冷却することにより、作動流体以外の入力を必要としないシステムとすることができる。従って、本発明によれば、車両への搭載に適したガスタービンシステムを実現することができる。
本発明の第１実施形態に係るガスタービンシステムの構成図 変形例のガスタービンシステムの構成図 本発明の第２実施形態に係るガスタービンシステムの構成図 変形例のガスタービンシステムの構成図 他の変形例のガスタービンシステムの構成図 従来のガスタービンシステムの構成図
　以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。
　（第１実施形態）
　図１に、本発明の第１実施形態に係るガスタービンシステム１Ａを示す。このガスタービンシステム１Ａは、車両（図示せず）に搭載されるものであり、ガスタービン装置２と、冷却流体生成装置５と、空調ユニット６と、消音器を兼ねる熱交換器７とを備えている。本実施形態では、ガスタービン装置２および冷却流体生成装置５の作動流体として、空気が用いられており、冷却流体生成装置５で生成された冷気が直接空調に利用されるようになっている。
　ガスタービン装置２は、第１シャフト２２により互いに連結された第１圧縮機２１および第１膨張タービン２３と、燃焼器２６と、再生熱交換器２７とを含む。本実施形態では、ガスタービン装置２の熱効率を向上させる観点から、再生熱交換器２７が設けられているが、再生熱交換器２７は設けられていなくてもよい。さらに、ガスタービン装置２は、第１シャフト２２に連結された発電機２４と、発電機２４に接続された、インバータなどを含む制御回路２５と、燃焼器２６に供給される燃料を貯める燃料タンク３０とを含む。
　第１圧縮機２１は、大気中から取り込まれた空気を吸入して圧縮する。発電機２４は、起動時に電動機として用いられて、第１シャフト２２を回転することにより第１圧縮機２１を駆動する。第１圧縮機２１から吐出された高圧の空気は、再生熱交換器２７に流入し、ここで後述する燃焼ガスにより加熱されてさらに温度を上昇させた後に、燃焼器２６に流入する。
　燃焼器２６では、高圧の空気中に燃料タンク３０から後述する燃料循環路３１を経由して燃料が噴射されて、混合気が形成される。燃焼器１０４内に噴射された燃料は、図略のスパーク電極で点火されて燃焼する。これにより、混合気が、圧力をほぼ維持したまま高温の燃焼ガスとなる。
　燃焼器２６で発生した燃焼ガスは、第１膨張タービン２３に流入し、ここで膨張して大気圧程度まで圧力を減少させる。第１膨張タービン２３は、膨張する燃焼ガスから回転トルクとして動力を取り出し、第１圧縮機２１を駆動するとともに、余剰動力を発電機２４に与える。これにより、発電機２４で発電が行われる。第１膨張タービン２３から吐出された燃焼ガスは、再生熱交換器２７に流入する。再生熱交換器２７では、燃焼ガスと燃焼器２６に流入する前の高圧の空気との間で熱交換が行われ、燃焼ガスの温度が低下する。再生熱交換器２７から流出した燃焼ガスは、熱交換器７に流入し、ここで後述する調整空気によって冷却されてさらに温度を低下させた後に、大気中に排出される。
　燃料タンク３０には、燃料タンク３０に貯められた燃料を循環させる、圧送ポンプ３１ａが設けられた燃料循環路３１の両端が接続されている。本実施形態では、燃料タンク３０に液体燃料が貯められている。ただし、燃料タンク３０には気体燃料が貯められていてもよい。液体燃料を用いた場合は、燃料タンク３０の容積を小さくできるメリットがあり、気体燃料を用いた場合は、燃焼器２６への燃料噴射機構等を簡易にできるメリットがある。液体燃料としては、ガソリンやディーゼル油（特に、第二世代バイオディーゼル油）などの従来から使用されている石油由来の既存燃料を使用してもよいが、メタノールやエタノールなどのアルコール燃料、またはアルコール燃料を含有するアルコール系混合燃料が好適である。気体燃料としては、例えばＣＮＧ（Compressed Natural Gas）、プロパン（ＬＰＧ：Liquefied Petroleum Gas）、ＭＴＢＥ（Methyl Tertiary Butyl Ether）、水素などを用いることができる。
　上記した液体燃料ならびに気体燃料の燃料種物性を表１に示す。（American PetroleumInstitute (API), Alcohols and Ethers, Publication No. 4261, 3rd ed. (Washington, DC, June 2001), Table 2.およびPetroleum Product Surveys: Motor Gasoline, Summer 1986, Winter 1986/1987. National Institute for Petroleum and Energy Research.およびAmerican Petroleum Institute (API), Alcohols and Ethers, Publication No. 4261, 3rd ed. (Washington, DC, June 2001), Table B-1.より引用した。また、引用にあたり、ｆｔ／ｌｂ単位系をＳＩ単位系に換算した。）
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　燃料循環路３１は、ガスタービン装置２の外側に、燃料が流れるルートを形成するためのものであり、冷却流体生成装置５を経由している。燃料タンク３０内の燃料の温度は、通常は大気温度と同程度である。そして、この燃料は、冷却流体生成装置５において熱を奪う熱媒体として使用される。このため、燃料循環路３１には、燃料のオーバーヒートを防止する手段として、当該燃料循環路３１を流れる燃料を冷却する燃料冷却器３２が設けられている。本実施形態の燃料冷却器３２は、車両の走行によって生じる風Ｗによって燃料を冷却する構成を有している。燃料冷却器３２は、燃料タンク３０のすぐ下流側または圧送ポンプ３１ａのすぐ下流側であって風Ｗが導入し易い場所に定置されることが好ましい。なお、燃料タンク３０の容量によっては、燃料冷却器３２は省略可能である。
　本実施形態では、燃料循環路３１は、制御回路２５および発電機２４をも経由するように構成されている。このため、制御回路２５および発電機２４は、燃料循環路３１を流れる燃料によって冷却される。なお、燃料冷却器３２は、図例のように発電機２４および制御回路２５の上流側に配置されていることが好ましい。
　冷却流体生成装置５は、第２シャフト５２により互いに連結された第２圧縮機５１および第２膨張タービン５３と、冷却器５５と、水分離器５６とを含む。さらに、冷却流体生成装置５は、第２シャフト５２に連結された発電機５４を含む。
　第２圧縮機５１には、第１圧縮機２１により昇圧された空気をガスタービン装置２から抜き出すための抽気路４の一端が接続されている。本実施形態では、抽気路４の他端が第１圧縮機２１の中間圧力位置に接続されており、第１圧縮機２１による圧縮途中の空気が抽気路４を通じて第２圧縮機２１に供給されるようになっている。
　抽気路４には、流量調整弁４１が設けられている。この流量調整弁４１は、抽気路４を通じてガスタービン装置２から抜き出された、第１圧縮機２１により昇圧された空気（以下、単に「抽気」ともいう。）の温度が、第２圧縮機２２の圧力比に基づいて決定される所定の温度となったときに開放される。
　第２圧縮機５１は、抽気を吸入して圧縮する。発電機５４は、起動時に電動機として用いられて、第２シャフト５２を回転することにより第２圧縮機５１を駆動する。第２圧縮機５１から吐出された高圧の空気は、冷却器５５に流入する。冷却器５５では、高圧の空気と燃料循環路３１を流れる燃料との間で熱交換が行われ、燃料によって高圧の空気が冷却される。
　冷却器５５から流出した高圧の空気は、第２膨張タービン５３に流入し、ここで膨張して大気圧程度まで圧力を減少させる。この第２膨張タービン５３での膨張により、冷気（冷却流体）が生成される。第２膨張タービン５３は、膨張する空気から回転トルクとして動力を取り出し、第２圧縮機５１を駆動するとともに、余剰動力を発電機５４に与える。これにより、発電機５４で発電が行われる。なお、作動条件によって余剰動力がない場合は、発電機５４を電動機としてのみ用いることも可能である。第２膨張タービン５３から吐出された空気は、水分離器５６を通過した後に、空調ユニット６に送られる。水分離器５６は、第２膨張タービン５３から吐出された空気から水分を分離する。
　空調ユニット６は、水分離機器５６を介して第２膨張タービン５３と接続された混合器６２と、大気中から空気を取り込んで混合器６２に供給するためのブロア６１とを含む。第２膨張タービン５３から吐出された空気は、混合器６２においてブロア６１から供給された空気と混合されて、所望の温度に調整され、この調整空気が熱交換器７に送られる。ただし、冷房時には、空調ユニット６で空調要求温度に応じた温度に調整した調整空気を、熱交換器７を経由せずに図略の車室内に直接供給してもよい。
　熱交換器７は、混合器６２から流出した調整空気と上述した再生熱交換器２７から流出した燃焼ガスとの間で熱交換を行うことにより、混合器６２から流出した調整空気を空調に適した温度に加熱する。そして、熱交換器７で加熱された空気は、図略の車室内に供給される。
　このように、本実施形態では、空調ユニット６の混合器６２と熱交換器７によって、第２膨張タービン５６から吐出された空気の温度を調整する温度調整手段が構成されている。
　上述したガスタービンシステム１Ａの動作を燃料側から見ると、燃料循環路３１には、圧送ポンプ３１ａにより、燃焼器２６で燃焼に必要となる流量よりも十分に大きな流量の燃料が流される。また、燃料循環路３１を流れる燃料の流量は、制御回路２５、発電機２４、および冷却器５５で必要な冷却熱量から、燃料の温度上昇が適度な値となるように決定される。燃料循環路３１を流れる燃料は、燃料タンク３０から冷却器５５に送られる途中で制御回路２５および発電機２４で加熱され、さらに冷却器５５で加熱された後に燃料タンク３０に戻される。なお、燃料循環路３１を流れる燃料の一部は、冷却器５５から燃料タンク３０に戻る途中で燃焼器２６に供給される。
　本実施形態では、燃料循環路３１を流れる燃料の一部が燃焼器２６に供給されるので、圧送ポンプ３１ａが燃料を噴射可能な圧力まで昇圧する。ただし、燃料循環路３１から燃焼器２６に燃料を導く流路に噴射ポンプを設け、圧送ポンプ３１ａで昇圧する圧力を小さくすることも可能である。
　燃焼器２６における燃料の燃焼は、燃料と空気との混合気が燃焼に適した温度になってから起こる。本実施形態では、制御回路２５、発電機２４および冷却器５５で加熱された燃料が燃焼器２６に供給されるので、その加熱による温度上昇分、燃焼器２６において混合気を適温まで加熱するのに要する熱量を少なくすることができる。
　次に、一例として、燃料としてエタノールを用いた場合の動作点を示す。前提条件は、大気温度１５℃、大気圧０．１０３ＭＰａであり、エタノールの燃料種物性は表１に示した値を用いている。
　燃料は化学的なエネルギーを内蔵しているが、そのエネルギーはそのままでは利用することができない。そこで、燃料を燃焼することにより化学的エネルギーを熱エネルギーに変換し、その熱エネルギーを有効に利用している。
　ある一定の状態（例えば、１気圧、２５℃）に置かれた単位量（１ｋｇ、１ｍ3、１Ｌ）の燃料を、必要十分な乾燥空気量で完全燃焼させ、その燃焼ガスを元の温度（この場合２５℃）まで冷却したときに計測される熱量を発熱量という。
　燃焼ガス中の生成水蒸気が凝縮したときに得られる凝縮潜熱を含めた発熱量を高位発熱量といい、水蒸気のままで凝縮潜熱を含まない発熱量を低位発熱量という。低位発熱量は熱量計で測定された高位発熱量から水蒸気の凝縮潜熱を差し引いたものであり、次の（式１）で算出する。以下で説明するガスタービン装置２の発電機側の熱効率は、水蒸気の凝集潜熱を除いた低位発熱量から計算したものである。
　　低位発熱量＝高位発熱量－水蒸気の凝縮潜熱×水蒸気量・・・（式１）
　ガスタービン装置２については、第１圧縮機２１出口温度が約１９０℃、再生熱交換器２７一次側出口温度が約８１０℃、燃焼器２６出口温度が約１２００℃、第１膨張タービン２３出口温度が約９１０℃、再生熱交換器２７二次側出口温度が約３４０℃である。第１膨張タービン２３で約０．３８ＭＰａから約０．１１ＭＰａに圧力降下させると、発電量は１８ｋＷとなる。
　冷却流体生成装置５については、抽気温度が約１００℃、第２圧縮機５１出口温度が約１６０℃、冷却器５５出口温度が約６５℃、第２膨張タービン５３出口温度が約３．０℃である。第１膨張タービン２３で約０．３３ＭＰａから約０．１２ＭＰａに圧力降下させると、発電量は１．６ｋＷとなる。
　燃料については、０．４ＭＰａで圧送され、冷却器５５入口温度が約２５℃、冷却器５５出口温度が約３２℃である。
　上記では液体燃料としてエタノールを用いた場合の動作点の計算結果を示したが、他の燃料へ変更することができる。
　一般にガスタービンシステムは、要求出力（発電機２４の発電量）が等しくなるように設計する。この場合には、ガスタービン装置２の発熱量がエタノールの場合と同じになるように、燃料の燃焼器２６への供給流量を制御することで、発電機２４の発電量を維持する。一例として、燃料をエタノールからディーゼル油（Ｃ２５）に変更する場合には、表１の低位発熱量から換算し、燃料供給量をエタノールの場合の０．７０になるように制御すればよい。
　上記したように、単位時間当たりのガスタービン装置２に供給する燃料の発熱量が等しくなるように設定し、かつ、ガスタービン装置２への大気吸入量についても同じになるように設定することで発電機２４の発電量と、冷却流体生成装置５への抽気の温度を維持することができる。
　冷却流体生成装置５における抽気冷却の温度制御は、冷却流体生成装置５内に循環する燃料流量によって熱伝達率を制御することで行うことができる。
　次に、上記検討結果に基づき、電気自動車ならびに保冷車（中温：－５～５℃）を構成する各要素に要求される能力について、例を挙げて検討する。なお、燃料としてはエタノールを使用するものとする。
　（設計例１：電気自動車）
　　冷房空調能力：吹き出し量３５０ｍ3／ｈ、４５００Ｗ
　　暖房空調能力：吹き出し量４５０ｍ3／ｈ、５０００Ｗ
　　発電機定格出力：１５ｋＷ
　設計例１では、電気自動車(１５００～２０００ｃｃクラスの乗用車相当)の二次電池搭載量を１６ｋＷｈとし、この二次電池を１時間程で充電することを条件に、発電機定格出力を１５ｋＷとした。また、空調能力としては、冷房時は吹き出し空気量が３５０ｍ3／ｈで冷房能力４５００Ｗ、暖房時は吹き出し空気量が４５０ｍ3／ｈで暖房能力５０００Ｗである。
　この場合、ガスタービン装置２の作動流体流量（第１圧縮機２１吸入流量）は、最小で０．１３５ｋｇ／ｓｅｃとなる。
　また、総排気量が３０００ｃｃのトラックに上記結果を適用すると、発電機定格出力は約２倍の３０ｋＷであり、ガスタービン装置２の作動流体流量（第１圧縮機２１吸入流量）は、最小で０．２７ｋｇ／ｓｅｃとなる。
　上記検討結果から、本実施形態のガスタービンシステム１Ａを電気自動車に適用可能であることが分かる。
　（設計例２：中温用の保冷車）
　　冷凍能力：０℃、３０００Ｗ
　　発電機定格出力：３０ｋＷ
　設計例２では、保冷車の保冷庫の空調への適用を検討する。上記したように設計例１で挙げた乗用車よりも空調能力（冷凍能力）が小さい。これは乗用車と較べて保冷庫の断熱性が良いこと、窓がないことによる日射量の影響がないためである。
　保冷車を総排気量は３０００ｃｃ相当のトラックとすると、積載能力から考えて走行条件は乗用車よりも厳しくなり、電力消費が増大することが予想されるため、発電出力も増大させる必要がある。この場合、発電機定格出力３０ｋＷとし、ガスタービン装置２の作動流体流量（第１圧縮機２１吸入流量）０．２７ｋｇ／ｓｅｃとすることで、本実施形態のガスタービンシステム１Ａを保冷車に適用できることが分かる。
　以上説明したように、本実施形態のガスタービンシステム１Ａでは、ガスタービン装置２から抜き出した抽気を燃料を用いて冷却することで、小型のシステムで冷熱を生成することができる。特に、本実施形態では、ガスタービン装置２に発電機２４があり、第２膨張タービン５６から吐出された空気の温度が温度調整手段（混合器６２および熱交換器７）で調整されるので、発電しながら空調を行うことができる。従って、ガスタービンシステム１Ａを例えば電気自動車に搭載すれば、電池への充電と空調の双方を実現することができる。
　ところで、電気自動車などでは、効率的な暖房を行うために、車室内の空気を循環させながら加熱することが提案されている。しかし、車室内の空気には乗員から発生した水分が含まれているため、空気を循環させながら暖房を行うと、窓が曇ることがある。これに対し、本実施形態では、水分離器５６により除湿された空気が車室内に供給されるので、暖房時でも窓の曇りを防止でき、運転手の視界を確保することができる。また、図２に示すように、ガスタービン装置２に車室内の空気を取り込むための流路２０を設け、大気中の空気と車室内の空気とを混合させた混合気を第１圧縮機２１に吸入させることも可能である。このような構成にすれば、車室内の空気を除湿しながら暖房を行うこともできる。
　また、図２の第１圧縮機２１へ車外の大気を取り込むための流路に図示しない流量調整弁を設けるとともに、流路２０に図示しない流量調整弁を設けることで、車外から取り込む大気の流量と車室内から取り込む空気の流量を調整することができる。かかる構成とすることで、大気温度と車室内の温度や湿度に基づいて２つの流量調整弁の開度を調整し、車室内空気の除湿を速やかに行うことができる。
　（第２実施形態）
　次に、図３を参照して、本発明の第２実施形態に係るガスタービンシステム１Ｂを説明する。なお、本実施形態では、第１実施形態と同一構成部分には同一符号を付して、その説明を省略する。
　本実施形態では、燃料タンク３０に液体燃料が貯められており、燃料循環路３１に冷却器５５よりも上流側から分岐して燃焼器２６に至る分岐路３４が設けられている。具体的には、燃料循環路３１の冷却器５５よりも上流側に分配弁３３が設けられており、この分配弁３３に分岐路３４の上流端が接続されている。
　本実施形態で使用される燃料は、大気圧下での沸点が低く、かつ過熱（スーパーヒート）時の蒸気圧力が高い燃料が好ましい。具体的には、ガスタービン装置２の熱効率、第２圧縮機５１の圧力比、および十分な燃料蒸気圧力を得るための必要過熱温度の観点から、メタノールやエタノールなどのアルコール燃料、またはアルコール燃料を含有するアルコール系混合燃料が好適である。ただし、上記の選定条件を満足する燃料であれば、ガソリンやディーゼル油などの従来から使用されている石油由来の既存燃料を使用してもよい。しかしながら、アルコール燃料は、石油由来の既存燃料よりも蒸発熱が大きく、抽気を冷却する能力が高いために、本実施形態にはアルコール燃料またはアルコール系混合燃料が特に好ましい。
　また、冷却流体生成装置５には、冷却器５５よりも上流側に、第２圧縮機５１から吐出された空気によって分岐路３４を流れる燃料を気化する気化器５７が設けられている。
　さらに、分岐路３４には、気化器５７よりも下流側に、畜圧器３５と流量調整弁３６がこの順に設けられている。
　次に、ガスタービンシステム１Ｂの動作を説明する。ガスタービン装置２の動作は、第１実施形態で説明した動作と同様である。
　冷却流体生成装置５の動作は、次の２点を除き、第１実施形態で説明した動作と同様である。１点目は、第２圧縮機５１から吐出された空気が気化器５７に流入し、ここで分岐路３４を流れる燃料との熱交換により冷却される点である。２点目は、流量調整弁４１が、抽気の温度が第２圧縮機２２の圧力比および燃料の蒸発温度に基づいて決定される所定の温度となったときに開放される点である。
　燃料循環路３１を流れる燃料は、分配弁３３により、冷却器５５を通って燃料タンク３０に戻る循環側と、気化器５７を通って燃焼器２６に供給される燃焼側とに分配される。燃焼側へ分配される流量は、燃焼器２６で燃焼に必要となる流量と同等またはそれよりも僅かに多い程度である。循環側へ分配される流量は、特に制限はなく、大流量とすることが可能である。このように分配率を決定することにより、小流量の燃料を速やかに気化させ、かつ、蒸気圧力を過熱状態まで高圧化できるとともに、畜圧器３５に必要な容積を最小限化することができる。
　循環側へ分配された燃料は、冷却器５５で加熱された後に燃料タンク３０に戻される。一方、燃料側へ分配された燃料は、気化器５７に流入する。気化器５７では、第２圧縮機５１から吐出された高圧の空気との熱交換によって燃料が気化し、さらに温度上昇して過熱状態になる。換言すれば、燃料は、蒸発熱により、第２圧縮機５１から吐出された高圧の空気の温度を低下させる。気化器５７から流出した燃料は、いったん畜圧器３５に留められ、流量調整弁３６の設定に応じて、燃料自身の蒸気圧力により燃焼器２６内の圧力に抗して燃焼器２６内に流入する。
　一般のガスタービン装置では液体燃料、気体燃料に依らず、燃料をポンプまたはコンプレッサで噴射可能な圧力まで昇圧して燃焼器に供給している。これに対し、本実施形態のガスタービンシステム１Ｂでは、燃料をポンプで噴射可能な圧力まで昇圧する必要はなく、燃料のガス化によって燃料を噴射可能な圧力まで昇圧することができる。すなわち、燃料噴射のための圧力源として、冷気流体生成装置５の気化器５７において空気から放出される熱を用いている。このような構成とすることで、開閉弁などの単純な機器で燃料噴射を実施することができる。
　次に、一例として、燃料としてエタノール（大気圧下での沸点：７８℃）を用いた場合の動作点を示す。前提条件は、大気温度１５℃、大気圧０．１０３ＭＰａであり、エタノールの燃料種物性は表１に示した値を用いている。
　ガスタービン装置２については、第１実施形態と同じである。冷却流体生成装置５については、気化器５７出口温度が約１２０℃である点を除き、第１実施形態と同じである。
　燃料については、０．４ＭＰａで圧送され、冷却器５５および気化器５７入口温度が約２５℃、冷却器５５出口温度が約２６℃、気化器５７出口温度が約１２０℃である。分配率は、循環側が約９９％、燃焼側が約１％である。
　なお、上述したように、本実施形態のガスタービンシステム１Ｂでは、第１実施形態のガスタービンシステム１Ａと同程度の出力が得られるので、第１実施形態で説明した設計例１および設計例２と同様に、電気自動車または保冷車に適用可能であることは言うまでもない。
　本実施形態のガスタービンシステム１Ｂでは、燃料の潜熱を利用してガスタービン装置２から抜き出した抽気を冷却しているので、第１実施形態で気体燃料を用いた場合のような熱伝達率の低い気体対気体で熱交換する場合よりも小型の熱交換器を用いることができる。
　また、燃料タンク３０に液体燃料を貯めつつも、気化した燃料を燃焼器２６に供給することができるため、燃料タンク３０の容積を小さくできる液体燃料のメリットと、燃焼器２６への燃料噴射機構等を簡易にできる気体燃料のメリットの双方を得ることができる。さらには、圧送ポンプ３１ａで燃料を燃焼器２６へ噴射可能な圧力まで昇圧する必要がないので、第１実施形態に比べて圧送ポンプ３１ａ動力を小さくすることができる。例えば、燃料としてエタノールを用いた場合、第１実施形態では１００Ｗ程度必要となる圧送ポンプ３１ａの動力を２２．５Ｗまで低減することができる。
　また、ガスタービン装置２にて発電を行わない、すなわち燃料を燃焼させる必要がない場合であっても空調が必要なときは、分配弁３３による分配比を燃焼側を０％、循環側を１００％とすれば、不要な気化燃料の生成を停止させることができる。
　＜変形例＞
　前記第２実施形態では、抽気路４の他端が第１圧縮機２１の中間圧力位置に接続されている。ガスタービン装置２の熱効率を向上させるためには、第１圧縮機２１の動力を低減させることが有効である。これを実現するには、第１圧縮機２１による圧縮途中の空気を抜き出して抽気とすることが好ましい。
　一方で、冷却流体生成装置５において第２膨張タービン５３から吐出される空気をより低温下するためには、第２圧縮機５１から吐出される空気の圧力が高い方が好ましい。このことから、ガスタービン装置２の熱効率よりも冷却流体生成装置５の冷気生成能力を重視する場合には、第１圧縮機２１による圧縮完了後の空気を抜き出して抽気としてもよい。具体的には、図４に示すように、抽気路４の他端（上流端）を第１圧縮機２１と再生熱交換器２７の間の流路に接続すればよい。
　また、前記第２実施形態では、燃料側の熱伝達率を考慮して燃料循環路３１に燃料冷却器３２を設けている。ただし、燃料循環量が多量であるために燃料タンク３０内においても燃料流速が大きく、かつ、燃料タンク３０近傍に車両の走行によって生じる風Ｗを取り込める場合には、図５に示すように、燃料冷却器３２は、燃料タンク３０に貯められた燃料を冷却するように燃料タンク３０に設けられていてもよい。
　なお、図４および図５に示す変形例は、第１実施形態にも適用可能である。
　（その他の実施形態）
　前記実施形態のガスタービンシステム１Ａ，１Ｂは、第２膨張タービン５６から吐出された空気の温度を混合器６２および熱交換器７で調整しているが、第２膨張タービン５６から吐出された空気の温度を調整する温度調整手段はこれに限られない。例えば、温度調整手段は、抽気路４にバイパス路を設け、抽気と第２膨張タービン５６から吐出された空気とを混合させる構成であってもよい。
　また、温度調整手段を省略し、第２膨張タービン５６から吐出された空気を冷凍などの用途に直接利用することも可能である。あるいは、作動流体として空気を使用しない場合には、第２膨張タービン５６から吐出された作動流体を種々の用途の熱交換器に流入させてもよい。
　前記実施形態では、第２膨張タービン５３が第２シャフト５２により第２圧縮機５１と連結されていたが、第２シャフト５２を分割し、第２圧縮機５１側に電動機、第２膨張タービン５３側に発電機を設け、第２圧縮機５１および第２膨張タービン５３をそれぞれ適した回転数で回転させることも可能である。
　さらには、ガスタービン装置２から抜き出される空気の圧力が十分に高い場合は、第２圧縮機５１を省略することも可能である。ただし、第２圧縮機５１が在れば、第２膨張タービン５３における膨張比を高く確保することができる。
　また、前記実施形態では、燃料冷却器３２が車両の走行によって生じる風によって燃料を冷却する構成を有していたが、ガスタービンシステム１Ａ，１Ｂが車両に搭載されない場合には、燃料冷却器３２は例えばファンなどであってもよい。
　前記実施形態のガスタービンシステム１Ａ，１Ｂは、燃料以外は作動流体さえあれば冷熱を生成できるため、小型化が可能である。従って、車両の搭載に適しているだけでなく、定置式としても有用である。そして、ガスタービンシステム１Ａ，１Ｂの用途によっては、ガスタービン装置２が発電機２４を有していなくてもよい。

Claims (12)

  1. 　作動流体を圧縮する第１圧縮機、前記第１圧縮機から吐出された作動流体中に燃料を噴射して燃焼させる燃焼器、第１シャフトにより前記第１圧縮機と連結され、前記燃焼器で発生した燃焼ガスを膨張させる第１膨張タービン、および、前記燃焼器に供給される燃料を貯める燃料タンク、を含むガスタービン装置と、
    　前記燃料タンクに貯められた燃料を循環させる燃料循環路と、
    　前記ガスタービン装置から抜き出された、前記第１圧縮機により昇圧された作動流体を前記燃料循環路を流れる燃料によって冷却する冷却器、および、前記冷却器から流出した作動流体を膨張させる第２膨張タービン、を含む冷却流体生成装置と、
    を備えるガスタービンシステム。
  2. 　前記作動流体は、空気であり、
    　前記第２膨張タービンから吐出された空気の温度を調整する温度調整手段をさらに備える、請求項１に記載のガスタービンシステム。
  3. 　前記ガスタービン装置は、前記第１膨張タービンから吐出された燃焼ガスと前記燃焼器に流入する前の空気との間で熱交換を行う再生熱交換器をさらに含み、
    　前記温度調節手段は、前記第２膨張タービンから吐出された空気に大気中から取り込まれた空気を混合する混合器と、前記混合器から流出する空気と前記再生熱交換器から流出する燃料ガスとの間で熱交換を行う熱交換器とを含む、請求項２に記載のガスタービンシステム。
  4. 　前記冷却流体生成装置は、前記第１圧縮機により昇圧された作動流体を前記冷却器に流入する前に圧縮する第２圧縮機をさらに含む、請求項１～３のいずれか一項に記載のガスタービンシステム。
  5. 　前記第２膨張タービンは、第２シャフトにより前記第２圧縮機と連結されている、請求項４に記載のガスタービンシステム。
  6. 　前記燃料タンクには、液体燃料が貯められており、
    　前記燃料循環路には、前記冷却器よりも上流側から分岐して前記燃焼器に至る分岐路が設けられ、
    　前記冷却流体生成装置は、前記第２圧縮機から吐出された作動流体によって前記分岐路を流れる燃料を気化する気化器をさらに含む、請求項４または５に記載のガスタービンシステム。
  7. 　前記分岐路における前記気化器の下流側には、畜圧器が設けられている、請求項６に記載のガスタービンシステム。
  8. 　前記冷却流体生成装置は、前記第２膨張タービンから吐出された作動流体から水分を分離する水分離器をさらに含む、請求項１～７のいずれか一項に記載のガスタービンシステム。
  9. 　前記燃料タンクに貯められた燃料または前記燃料循環路を流れる燃料を冷却する燃料冷却器をさらに備える、請求項１～８のいずれか一項に記載のガスタービンシステム。
  10. 　前記ガスタービンシステムは、車両に搭載されるものであり、
    　前記燃料冷却器は、前記車両の走行によって生じる風によって燃料を冷却する、請求項９に記載のガスタービンシステム。
  11. 　前記ガスタービン装置は、前記第１シャフトに連結された発電機をさらに含む、請求項１～１０のいずれか一項に記載のガスタービンシステム。
  12. 　前記燃料循環路は、前記発電機を経由するように構成されている、請求項１１に記載のガスタービンシステム。
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