WO2012132514A1 - 排熱回収発電装置 - Google Patents

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WO2012132514A1
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inlet
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雅幸 川見
芳弘 市来
福田　憲弘
篤 藤井
東森　弘高
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Mitsubishi Heavy Industries Ltd
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    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers

Definitions

  • the present invention relates to an exhaust heat recovery power generation apparatus.
  • the exhaust heat recovery power generation device generates power using heat energy recovered from exhaust gas discharged from various industrial plants, power sources for ships and vehicles, etc., hot drainage, etc. or geothermal / OTEC (patent) Reference 1 and Patent Reference 2).
  • a working medium heated and evaporated by heat from a heat source is introduced into a turbine, and turning energy of the working medium is converted into rotational power to generate power.
  • a radial turbine is widely used as the turbine.
  • the radial turbine is designed to have an optimum condition with respect to the pressure of the working medium, when a plurality of working media having different pressures are provided, for example, as shown in Patent Document 1, a plurality of turbines and generators, That is, one turbine and a generator are used for each working medium at one pressure. Alternatively, a structure in which one generator is connected to a plurality of turbines is also used. Although this uses the working medium of the same pressure, it is set as the structure shown by patent document 2, for example.
  • Patent Document 1 By the way, what uses a some turbine as shown by patent document 1 will enlarge an apparatus, and a manufacturing cost will increase in connection with it. In particular, the use is restricted in ships where installation space is limited. As shown in Patent Document 2, when a plurality of turbine wheels are provided on the same shaft, the number of turbine parts is large, the structure becomes complicated, and the manufacturing cost increases.
  • an object of the present invention is to provide an exhaust heat recovery power generator capable of recovering heat from a heat medium having a different temperature with a downsized and reduced device configuration.
  • one aspect of the present invention is configured by a plurality of evaporators that are installed in parallel in the circulation path of the working medium and that evaporate the working medium using a heat medium having different temperatures, and a single turbine wheel, and each has an axis.
  • a radial turbine that converts the rotational energy of each working medium from each evaporator introduced from different positions in the direction into rotational power, a generator that generates electric power using the rotational power of the radial turbine, and the radial turbine And a condenser for condensing the working medium.
  • a plurality of evaporators are installed in parallel in the circulation path of the working medium, and in each evaporator, the working medium is evaporated by a heat medium having a different temperature. Therefore, each evaporator has a different temperature and pressure. A gaseous working medium is produced.
  • These different working media are at different axial positions on the turbine wheel of the radial turbine, i.e., at a position where the pressure of the supplied working fluid coincides with the pressure that gradually decreases towards the outlet flowing through the turbine wheel. be introduced.
  • the working media introduced from different positions in the axial direction are sequentially mixed and flowed out of the turbine wheel while being sequentially reduced in pressure, thereby generating rotational power in the turbine wheel.
  • the generator generates power by the rotational power of the turbine wheel, in other words, the radial turbine.
  • the working medium that has passed through the radial turbine is condensed by a condenser and sent to each evaporator through a circulation path.
  • working media having different pressures can be generated by heat media having different temperatures, and these working media can be taken out as rotational power by a single turbine wheel, so that the entire apparatus can be downsized.
  • the manufacturing cost can be reduced and heat can be effectively recovered from the heat medium having different temperatures.
  • the turbine wheel has a main inlet at the outer peripheral end, and includes a main passage that gradually increases in blade height while curving from the radial direction to the axial direction, and at least one shroud surface of the main passage.
  • a shroud side entrance may be provided.
  • the main inlet is supplied with the highest pressure working medium.
  • the working medium introduced from the main inlet is discharged from the turbine wheel while being gradually reduced in pressure through a main passage that gradually increases in blade height while curving from the radial direction to the axial direction.
  • the working fluid supplied to the shroud side inlet provided in the shroud surface is introduced from the main inlet and mixed with the working medium passing through the main passage.
  • the working fluid supplied to the shroud side inlet is introduced from the main inlet, and the pressure is approximately equal to the pressure of the working fluid whose pressure is sequentially reduced through the main passage, that is, the operation supplied to the main inlet.
  • the pressure is lower than that of the medium.
  • the pressure decreases as the distance from the main inlet increases in the axial direction.
  • the installation position of the shroud side inlet is set according to the pressure of the working medium generated by the evaporator.
  • the turbine wheel has a main inlet at the outer peripheral end, and includes a main passage that is curved from the radial direction to the axial direction and gradually increases in blade height, and is branched from the hub surface of the main passage. You may make it provide the hub side inlet_port
  • the working medium introduced from the main inlet is discharged from the turbine wheel while being gradually reduced in pressure through a main passage that gradually increases in blade height while curving from the radial direction to the axial direction.
  • the working fluid supplied to the hub side inlet which is branched from the hub surface of the main passage and extends toward the back side of the main passage, is located at a radial position different from the main inlet at the outer peripheral end of the sub passage. It is introduced from the main inlet and mixed with the working medium passing through the main passage.
  • the working medium introduced from the hub side inlet has a pressure that is substantially equal to the pressure of the working fluid, in which the pressure in the mixing portion is introduced from the main inlet and gradually reduced through the main passage.
  • high pressure working fluid is supplied to the outer side.
  • engine cooling water that cools the internal combustion engine body and air cooling water that cools the compressed air discharged from the supercharger of the internal combustion engine may be used as the heat medium.
  • the engine cooling water for example, 80 to 90 ° C.
  • the air cooling water for example, 130 to 140 ° C.
  • engine cooling water that cools the internal combustion engine body as the heat medium steam that is heated by the exhaust gas of the internal combustion engine, air cooling water that cools the compressed air discharged from the supercharger of the internal combustion engine, May be used.
  • working media having different pressures can be generated by heat media having different temperatures, and these working media can be taken out as rotational power by a single turbine wheel, so that the entire apparatus can be miniaturized.
  • manufacturing cost can be reduced, and heat can be effectively recovered from heat media having different temperatures.
  • FIG. 1 is a block diagram schematically showing an exhaust heat recovery power generator according to a first embodiment of the present invention. It is sectional drawing which shows the power turbine concerning 1st embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows another embodiment of the power turbine concerning 1st embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows another aspect of the power turbine concerning 1st embodiment of this invention. It is a block diagram showing roughly an exhaust heat recovery power generator concerning a second embodiment of the present invention. It is a block diagram showing roughly an exhaust heat recovery power generator concerning a third embodiment of the present invention. It is sectional drawing which shows the power turbine concerning 3rd embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows another embodiment of the power turbine concerning 3rd embodiment of this invention.
  • FIG. 1 is a block diagram schematically showing an exhaust heat recovery power generator 1 according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the power turbine 17 of the exhaust heat recovery power generator 1.
  • the exhaust heat recovery power generation apparatus 1 includes a first exhaust heat recovery unit (evaporator) that recovers heat from jacket cooling water (heat medium, engine cooling water) that flows in a cylinder jacket that cools a cylinder block or the like of the diesel engine 3. ) 5 and a second exhaust heat recovery device (evaporator) that recovers heat from the air cooling water (heat medium) that passes through the first air cooler 9 that cools the compressed air discharged from the supercharger 7 of the diesel engine 3.
  • a first exhaust heat recovery unit evaporator
  • jacket cooling water heat medium, engine cooling water
  • evaporator that recovers heat from the air cooling water (heat medium) that passes through the first air cooler 9 that cools the compressed air discharged from the supercharger 7 of the diesel engine 3.
  • a third exhaust heat recovery device (evaporator) 15 for recovering heat from the steam (heat medium) heated by the second exhaust gas economizer 13 through the air cooling water passing through the first air cooler 9, and the first exhaust heat A power turbine (radial turbine) 17 for converting the energy of the organic medium (working medium) recovered and evaporated by the recovery unit 5, the second exhaust heat recovery unit 11 and the third exhaust heat recovery unit 15; Power Turbi A generator 19 that generates electric power by the rotational power of 17, a condenser 21 that condenses an organic medium from the power turbine 17, an organic medium path (circulation path) 23 through which the organic medium circulates by connecting these devices, And an organic medium pump 24 for circulating the organic medium through the organic medium path 23.
  • the exhaust heat recovery power generator 1 constitutes an organic Rankin Cycle.
  • the organic medium path 23 includes a path through the first exhaust heat recovery unit 5, a path through the second exhaust heat recovery unit 11, and a third exhaust heat recovery unit 15 between the organic medium pump 24 and the power turbine 17. The route that passes is made parallel. In other words, a path passing through the first exhaust heat recovery unit 5 and a path passing through the second exhaust heat recovery unit 11 are branched from the path passing through the third exhaust heat recovery unit 15 and merged by the power turbine 17. .
  • the organic medium flowing through the organic medium path 23 for example, low molecular hydrocarbons such as isopentane, butane, propane, or the like, R134a, R245fa, or the like used as a refrigerant can be used.
  • the optimum organic medium is selected according to the temperature distribution of the plurality of heat media to be recovered.
  • the jacket cooling water flowing in the cylinder jacket is circulated in the jacket cooling water circulation passage 27 by the jacket cooling water pump 25.
  • the jacket cooling water circulation passage 27 is formed such that jacket cooling water flows in the order of the cylinder jacket, the temperature adjusting three-way valve 29, and the jacket cooling water pump 25.
  • the jacket cooling water coming out of the jacket has a water temperature of 80 to 90 ° C., for example.
  • the jacket cooling water circulation passage 27 is provided with a bypass passage 31 that passes through the first exhaust heat recovery device 5.
  • the flow rate flowing through the bypass flow path 31 is adjusted by a bypass flow rate adjustment valve 33. Thereby, the flow volume of the jacket cooling water which flows through the 1st waste heat recovery device 5 can be adjusted now.
  • the temperature adjusting three-way valve 29 operates so that the jacket cooling water flowing out from the cylinder jacket has a desired outlet temperature. Specifically, when the outlet temperature at which the jacket cooling water flows out of the cylinder jacket is higher than a set value, a large amount of fresh water of about 36 ° C. flowing from a central cooler (not shown) flows into the jacket cooling water circulation passage 27. To work.
  • the second air cooler 35 is installed on the downstream side of the first air cooler 9 with respect to the flow of compressed air discharged from the supercharger 7. Therefore, the first air cooler 9 is installed such that the temperature level is higher than that of the second air cooler 35. The fresh water that has cooled the compressed air by the second air cooler 35 is returned to the central cooler again.
  • the compressed air compressed by the supercharger 7 is, for example, 150 to 160 ° C., supplied to the diesel engine 3 through the first air cooler 9 and the second air cooler 35, and from a fuel supply system (not shown). It is mixed with the supplied fuel and burned.
  • the exhaust gas accompanying the combustion is used for the operation of the supercharger 7, and then discharged from the chimney 39 through the exhaust gas path 37.
  • the temperature of the exhaust gas leaving the supercharger 7 is about 220 ° C., for example.
  • a second exhaust gas economizer 13 and a first exhaust gas economizer 41 disposed on the upstream side of the second exhaust gas economizer 13 are installed in the exhaust gas path 37.
  • the exhaust gas path 37 is configured such that the exhaust gas can be selected from passing through the first exhaust gas economizer 41 and the second exhaust gas economizer 13, passing through either of them, or not passing through both. Yes.
  • a circulation path 45 is formed between the first exhaust gas economizer 41 and the steam drum 43.
  • Water in the steam drum 43 is sent to the first exhaust gas economizer 41 by the boiler drum water circulation pump 47, and steam is generated by heat recovery of the exhaust gas.
  • the generated steam is sent to an auxiliary device of the ship, and then returned to the atmospheric pressure drain tank 49 as water of about 70 ° C., for example.
  • the water in the atmospheric pressure drain tank 49 is supplied to the steam drum 43 by the water supply pump 51. At this time, the water level in the steam drum 43 is adjusted by the steam drum level control valve 53.
  • the water in the atmospheric pressure drain tank 49 is circulated by the water supply pump 55 through the water supply path 57, through the first air cooler 9 and the second exhaust heat recovery device 11, and then back to the atmospheric pressure drain tank 49.
  • the A branch path 59 branched at a branch point A located between the first air cooler 9 and the second exhaust heat recovery unit 11 is connected to the water supply path 57.
  • the branch path 59 is configured to return to the atmospheric pressure drain tank 49 through the second exhaust gas economizer 13 and the third exhaust heat recovery device 15.
  • the air cooling water that has passed through the first air cooler 9 is supplied to the second exhaust gas economizer 13 through the branch path 59, converted to high temperature / high pressure steam by the exhaust gas, and supplied to the third exhaust heat recovery unit 15. .
  • the power turbine 17 includes a casing 61, a rotating shaft 63 that is rotatably supported by the casing 61, and a radial turbine wheel (turbine wheel) 65 that is attached to the outer periphery of the rotating shaft 13.
  • a main inlet 67 substantially parallel to the rotation shaft 63 is formed at the outer peripheral end of the radial turbine wheel 65.
  • a main inflow passage 69 that is a scroll-like space is formed on the outer peripheral side of the main inlet 67.
  • a main introduction path 71 into which an organic medium supplied from the third exhaust heat recovery device 15 is introduced is connected to the main inflow path 69.
  • the main inflow path 69 and the main inlet 67 are connected by a connection path provided with a nozzle 73 composed of a plurality of blades arranged at intervals in the circumferential direction.
  • the radial turbine wheel 65 is formed with a main passage 77 that is curved from the radial direction to the axial direction so that the flow flows out from the main inlet 67 toward the turbine wheel outlet 75 and the blade height sequentially increases.
  • a shroud-side sub-entrance (a shroud-side inlet) 79 is formed at a position separated from the main inlet 67 in the radial direction and the axial direction.
  • a shroud-side secondary inflow passage 81 that is a scroll-like space is formed.
  • the shroud side secondary inlet path 81 is connected to a shroud side secondary inlet path 83 into which the organic medium supplied from the second exhaust heat recovery unit 11 is introduced.
  • the shroud side secondary inlet 81 and the shroud side secondary inlet 79 are connected by a connection path provided with a nozzle 85 composed of a plurality of blades arranged at intervals in the circumferential direction.
  • the hub surface of the main passage 77 is provided with a secondary passage 87 extending toward the back side.
  • the main passage 77 and the sub passage 87 are configured such that the flow joins at a joining portion that is a virtual line on the hub surface of the main passage 77 indicated by a dotted line.
  • the secondary passage 87 is formed to branch from the main passage 77 and extend toward the back side of the main passage 77.
  • a hub side secondary inlet (hub side inlet) 89 is formed at the outer peripheral end on the back side of the secondary passage 87 at a radial position different from the main inlet 27 over the entire circumference.
  • a hub side secondary inflow passage 91 On the outer peripheral side of the hub side secondary inlet 89, a hub side secondary inflow passage 91 that is a space having a uniform cross-sectional shape is formed.
  • a hub side secondary introduction path 93 into which an organic medium supplied from the first exhaust heat recovery device 5 is introduced is connected to the hub side secondary inflow path 91.
  • the hub side secondary inlet 91 and the hub side secondary inlet 89 are connected by a connection path provided with a nozzle 95 composed of a plurality of blades arranged at intervals in the circumferential direction.
  • the radial positions of the main inlet 67, the shroud side inlet 79, and the hub side inlet 89 are such that the main inlet 67 is located on the outermost side and the hub side secondary inlet 89 is located on the innermost side.
  • the radial position of the shroud side inlet 79 is such that the pressure of the organic medium introduced from the shroud side inlet 79 is introduced from the main inlet 67 and the pressure is reduced sequentially through the main passage 77.
  • the size is set to be approximately the same.
  • a plurality of shroud side inlets 79 may be provided in the axial direction if there is enough space.
  • the radial position of the hub side secondary inlet 89 is such that the pressure of the organic medium at the junction where the pressure of the organic medium introduced from the hub side secondary inlet 89 is sequentially reduced through the secondary passage 87 is introduced from the main inlet 67.
  • the pressure is set so as to substantially coincide with the pressure at the working fluid merging portion where the pressure is sequentially reduced through the main passage 77. Therefore, the radial position of the hub side secondary inlet 89 is positioned on the outer peripheral side of the radial direction position of the main inlet 67, and an organic medium having a higher pressure than the organic medium introduced into the main inlet 67 is supplied to the hub side secondary inlet 89. You may do it.
  • the organic medium pump 24 When the organic medium pump 24 is operated, the organic medium condensed by seawater in the condenser 21, for example, about 35 ° C. circulates in the organic medium path 23. At this time, a part of the organic medium passes through the first exhaust heat recovery unit 5 to the hub side secondary introduction path 93 of the power turbine 17, and another part passes through the second exhaust heat recovery unit 11 to the power turbine. 17 is supplied to the shroud side secondary introduction path 83, and the remainder is supplied to the main introduction path 71 of the power turbine 17 through the third exhaust heat recovery unit 15.
  • the jacket cooling water led to the cylinder jacket by the jacket cooling water pump 25 is heated to, for example, 80 to 90 ° C. by cooling the cylinder block or the like with the cylinder jacket. Since the jacket cooling water passes through the first exhaust heat recovery device 5 via the bypass flow path 31, heat exchange is performed between the jacket cooling water and the organic medium. The temperature is raised to about 64 ° C. and evaporated. In other words, the sensible heat of the jacket cooling water is recovered in the organic medium passing through the organic medium path 23.
  • the compressed air compressed by the supercharger 7 of the diesel engine 3 is supplied to the diesel engine 3 through the first air cooler 9 and the second air cooler 35.
  • the resulting compressed air is heat-exchanged with this water and cooled to about 80 ° C., for example.
  • the water passing through the water supply path 57 is heated by the compressed air, and is heated to about 140 ° C., for example. In other words, the sensible heat of the compressed air is recovered into the water passing through the water supply path 57.
  • the water passing through the water supply path 57 is heated by the first air cooler 9 and then passes through the second exhaust heat recovery unit 11, heat exchange is performed with the organic medium passing through the organic medium path 23.
  • the organic medium is heated to about 100 ° C. and evaporated. Therefore, the sensible heat of the compressed air is recovered by the organic medium in the organic medium path 23 through the water passing through the water supply path 57.
  • Part of the hot water that passes through the water supply path 57 that has been heated by the first air cooler 9 is branched at the branch point A, passes through the branch path 59, and passes through the second exhaust gas economizer 13.
  • exhaust gas having a temperature of about 210 ° C. recovered by the first exhaust gas economizer 41 is introduced, so that the hot water passing through the branch path 59 is heat-exchanged with the exhaust gas, for example, 190 The temperature is raised to ⁇ 200 ° C. to be steam.
  • the sensible heat of the exhaust gas is recovered in the hot water that passes through the branch path 59.
  • this hot water passes through the third exhaust heat recovery device 15 via the branch path 59, heat exchange is performed with the organic medium passing through the organic medium path 23, and the organic medium is, for example, 120 to 130 ° C. It is heated to a certain degree and evaporated. Therefore, the sensible heat of the compressed air and the exhaust gas is recovered by the organic medium in the organic medium path 23 through the hot water passing through the branch path 59.
  • the organic medium passing through the organic medium path 23 is independently evaporated by the first exhaust heat recovery device 5, the second exhaust heat recovery device 11, and the third exhaust heat recovery device 15.
  • the pressure of the organic medium is the highest generated by the third exhaust heat recovery unit 15, and decreases in the order of the second exhaust heat recovery unit 11 and the first exhaust heat recovery unit 5.
  • the relatively high pressure organic medium evaporated by the third exhaust heat recovery device 15 flows into the main inflow passage 69 through the main introduction passage 71.
  • the flow rate and flow velocity of the organic medium flowing into the main inflow path 69 are adjusted by the main inflow path 69 and the nozzle 73, and are supplied from the main inlet 67 to the main passage 77.
  • the organic medium passing through the main passage 77 flows while the pressure continuously decreases to the outlet of the radial turbine wheel 65, and generates rotational power in the radial turbine wheel 65 and the rotating shaft 63.
  • the relatively medium pressure organic medium evaporated by the second exhaust heat recovery unit 11 flows into the shroud-side sub-inflow path 81 through the shroud-side sub-introduction path 83.
  • the flow rate and flow velocity of the organic medium flowing into the shroud side secondary inflow path 81 are adjusted by the shroud side secondary inflow path 81 and the nozzle 85, supplied from the shroud side secondary inlet 79 to the radial turbine wheel 65, and supplied from the main inlet 67. Mixed with organic medium.
  • the pressure of the organic medium supplied from the shroud side inlet 79 into the radial turbine wheel 65 is sequentially reduced toward the outlet flowing through the main passage 77, in other words, continuously reduced. It is made to correspond to the pressure in position.
  • the relatively low-pressure organic medium evaporated by the first exhaust heat recovery device 5 flows into the hub side secondary inflow path 91 through the hub side secondary introduction path 93.
  • the flow rate and flow velocity of the organic medium that has flowed into the hub-side secondary inflow passage 91 are adjusted by the nozzle 95, and are supplied from the hub-side secondary inlet 89 to the secondary passage 87 of the radial turbine wheel 65.
  • the organic medium is depressurized as it passes through the secondary passage 87, and is joined with the organic medium flowing through the main passage 77 at the junction.
  • the pressure of the organic medium supplied to the hub side secondary inlet 89 is set to substantially coincide with the pressure of the organic medium flowing through the main passage 77 at the junction.
  • the organic media having different pressures from the first exhaust heat recovery unit 5, the second exhaust heat recovery unit 11 and the third exhaust heat recovery unit 15 are respectively transferred to the main inlet 67 and the shroud side secondary inlet of the radial turbine wheel 65. 79 and the hub side secondary inlet 89 can be taken out as rotational power by a single radial turbine wheel 65.
  • the power turbine 17 concerning this embodiment can reduce a number of parts compared with the turbine provided with a some turbine or a some radial turbine wheel, and can reduce manufacturing cost. For this reason, the exhaust heat recovery apparatus 1 can be reduced in size, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the organic medium recovers heat from the jacket cooling water, the compressed air compressed by the supercharger 7 and the combustion exhaust gas. Therefore, the exhaust heat of the diesel engine 3 can be recovered effectively.
  • the organic medium that has finished its work in the power turbine 17 is guided to the condenser 21 and is condensed and liquefied by being cooled by cooling water such as seawater.
  • cooling water such as seawater.
  • Each temperature described above is an example, and varies according to various conditions such as the flow rate of each fluid and the operating condition of the diesel engine 3.
  • the shroud side secondary inflow passage 81 has a scroll shape, but may be a collector which is a space having a uniform sectional shape as shown in FIG.
  • the attachment positions of the main introduction path 71, the shroud side secondary introduction path 83, and the hub side secondary introduction path 93 may be set according to the installation position of the power turbine 17. For example, as shown in FIG. 4, the shroud side secondary introduction path 83 may be set to be positioned at the lower part.
  • FIG. 5 is a block diagram schematically showing the exhaust heat recovery power generator 1 according to the present embodiment.
  • the second exhaust gas economizer 13 is not installed.
  • the water supply path 57 is configured such that the water in the atmospheric pressure drain tank 49 is supplied to the second exhaust heat recovery device 11 through the second air cooler 35 and then returns to the atmospheric pressure drain tank 49.
  • a branch path 97 branched at a branch point B located between the second air cooler 35 and the second exhaust heat recovery unit 11 is connected to the water supply path 57.
  • the branch path 97 is configured to return to the atmospheric pressure drain tank 49 through the first air cooler 9 and the third exhaust heat recovery unit 15.
  • the exhaust heat recovery apparatus 1 Since the exhaust heat recovery apparatus 1 according to the present embodiment configured as described above operates in the same manner as in the first embodiment except for the exhaust heat recovery, description of overlapping parts is omitted.
  • the water in the atmospheric pressure drain tank 49 passes through the water supply path 57 to the second air cooler 35 by the water supply pump 55, the compressed air is heat-exchanged with this water and cooled. .
  • the water passing through the water supply path 57 is heated by the compressed air and heated.
  • the sensible heat of the compressed air is recovered into the water passing through the water supply path 57. Since the water passing through the water supply path 57 is heated by the second air cooler 35 and then passes through the second exhaust heat recovery unit 11, heat exchange is performed with the organic medium passing through the organic medium path 23. The organic medium is warmed and evaporated. Therefore, the sensible heat of the compressed air is recovered by the organic medium in the organic medium path 23 through the water passing through the water supply path 57.
  • Part of the hot water that passes through the water supply path 57 that has been heated by the second air cooler 35 is branched at the branch point B and passes through the first air cooler 9 through the branch path 97. Since the compressed air having a higher temperature than that of the second air cooler 35 is introduced into the first air cooler 9, the hot water passing through the branch path 97 is heat-exchanged with the compressed air having a high temperature and is heated. The In other words, the sensible heat of the compressed air is recovered in the hot water that passes through the branch path 97.
  • the branch path 97 passes through the third exhaust heat recovery device 15, heat exchange is performed with the organic medium passing through the organic medium path 23, and the organic medium is heated and evaporated. Therefore, the compressed air is recovered by the organic medium in the organic medium path 23 through the hot water passing through the branch path 97.
  • FIG. 6 is a block diagram schematically showing the exhaust heat recovery power generator 1 according to the present embodiment.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view showing the power turbine 17 of the exhaust heat recovery power generator 1.
  • the exhaust heat recovery power generator 1 can be further downsized by the amount that the second exhaust heat recovery device 11 and related members can be omitted. it can.
  • the power turbine 17 has a shroud-side secondary inlet 79, a shroud-side secondary inlet 81, a shroud-side secondary inlet 83, and a nozzle 85 that handle the working fluid from the second exhaust heat recovery unit 11. The configuration is omitted. Therefore, the structure of the power turbine 17 can be simplified, the size can be reduced, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the power turbine 17 used in the exhaust heat recovery power generator 1 is not limited to the structure shown in FIG.
  • the main inflow passage 69 and the main introduction passage 71, the shroud side sub inflow passage 91 and the shroud side sub introduction passage 93 are integrally formed over the entire circumference and the main inflow passage 69.
  • the shroud side secondary inflow passage 91 are configured to communicate with each other.
  • the main inflow passage 69 and the shroud side sub inflow passage 91 are partitioned by the partition plate 100.
  • the rotating shaft 63 can be shortened in length and shaft vibration can be reduced.
  • the shroud-side sub-inflow passage 91 and the shroud-side sub-introduction passage 93 that form the scroll may be flattened in the axial direction. In this way, when the casing 61 is opened, the casing 61 can be prevented from interfering with the shroud side secondary inlet passage 91 and the shroud side secondary inlet passage 93. Thereby, the casing 61 can be easily disassembled.
  • another independent additional power turbine 18 may be provided at the end of the rotating shaft 63 opposite to the mounting position of the power turbine 17.
  • the additional power turbine 18 can be driven by a medium different from that of the power turbine 17 or can be driven by the same medium because the flow path through which the medium flows is independent from the power turbine 17.
  • the steam from the second exhaust gas economizer 13 having a pressure higher than that of the organic medium supplied to the power turbine 17 can be directly introduced into the additional power turbine 18. Thereby, the exhaust heat of the diesel engine 3 can be recovered more effectively.
  • the exhaust of the power turbine 18 can be introduced into a low-pressure power turbine provided separately.
  • the power turbine 17 has the structure shown in FIG. 8, but is not limited to this, and the additional power turbine 18 has an appropriate structure including the power turbine 17 described in the present embodiment.
  • the power turbine 17 can be combined.
  • the power turbine 17 shown in FIG. 11 is configured such that the rotating shaft 63 is supported by magnetic bearings 110 and 111. Thus, when the rotating shaft 63 is supported by the magnetic bearings 110 and 111, it is not necessary to supply the lubricating oil, so that the lubricating oil can be prevented from scattering in the organic medium.
  • the power turbine 17 includes a shroud-side secondary inlet 79, a shroud-side secondary inlet passage 81, a shroud-side secondary inlet passage 83, and a nozzle 85, and a hub-side secondary inlet 89, a shroud-side secondary inlet passage 91.
  • the shroud side secondary introduction passage 93 and the nozzle 95 may be omitted, and the organic medium from the first exhaust heat recovery device 5 may be introduced from the shroud side secondary inlet 79.
  • the secondary passage 87 does not need to be provided, so that the power turbine 17 can be further downsized.
  • the water supply path 57 is configured such that the water in the atmospheric pressure drain tank 49 passes through the first air cooler 9 and then returns to the atmospheric pressure drain tank 49 through the second exhaust gas economizer 13 and the third exhaust heat recovery unit 15. Has been.
  • the exhaust heat recovery apparatus 1 configured as described above operates in the same manner as in the first embodiment except that the second exhaust heat recovery device 11 is not provided and the exhaust heat recovery associated therewith, and therefore overlapping portions. Description of is omitted.
  • the water passing through the water supply path 57 is heated by the compressed air when passing through the first air cooler 9, and then heated by the exhaust gas when passing through the second exhaust gas economizer 13. To be supplied.
  • the organic medium is heated by the heat medium passing through the water supply path 57 and heated. Therefore, the sensible heat of the compressed air and the exhaust gas is recovered in the organic medium of the organic medium path 23 through the water passing through the water supply path 57.
  • the present invention is not limited to the embodiments described above, and various modifications may be made without departing from the spirit of the present invention.
  • the exhaust heat recovery power generation apparatus 1 of each embodiment described above has been described as applied to a ship as an example, it can also be applied to a land-use internal combustion engine used for power generation or the like, and can be used for various industrial plants. It can also be applied to power generation using exhaust heat, geothermal heat, OTEC, or the like.

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Abstract

　小型化および低コスト化した装置構成で温度の異なる熱媒体から熱を回収できる排熱回収発電装置を提供する。作動媒体の有機媒体経路（２３）に並列に設置され、それぞれ温度の異なる熱媒体によって作動媒体を蒸発させる複数の第一排熱回収器（５）、第二排熱回収器（１１）および第三排熱回収器（１５）と、単一のラジアルタービンホイールで構成され、それぞれ軸線方向で異なる位置から導入される第一排熱回収器（５）、第二排熱回収器（１１）および第三排熱回収器（１５）からの各作動媒体の旋回エネルギーを回転動力に変換するパワータービン（１７）と、パワータービン（１７）の回転動力によって発電する発電機（１９）と、パワータービン（１７）を通過した作動媒体を凝縮させる凝縮器（２１）と、を備えている。

Description

排熱回収発電装置
　本発明は、排熱回収発電装置に関するものである。
　排熱回収発電装置は、各種産業用プラント、船舶や車両用の動力源、等から排出される排ガス、温排水等あるいは地熱・ＯＴＥＣ等から回収した熱エネルギーを用いて発電するものである（特許文献１、特許文献２参照）。
　排熱回収発電装置では、一般に、熱源の熱によって加熱蒸発させられた作動媒体をタービンに導入し、作動媒体の旋回エネルギーを回転動力に変換し、発電している。タービンとしては、ラジアルタービンが広く用いられている。
　ラジアルタービンでは、作動媒体の圧力に対し最適な条件に設計されるので、圧力の異なる複数の作動媒体が提供される場合、たとえば、特許文献１に示されるように、複数のタービンおよび発電機、すなわち、それぞれの１つの圧力の作動媒体に対して１つのタービンおよび発電機が用いられている。
　あるいは、発電機は１台で、複数のタービンが軸接続されている構造も用いられる。これは、同一圧力の作動媒体を用いているものであるが、たとえば、特許文献２に示される構造とされる。
特開平０１－２８５６０７号公報 特開平０８－２１８８１６号公報
　ところで、特許文献１に示されるように複数のタービンを用いるものは、装置が大型化し、それに伴い製造コストが増加することになる。特に、設置スペースが限定される船舶では使用が制約される。
　特許文献２に示されるように同一軸に複数のタービンホイールを設ける場合、タービン部品点数が多く、構造が複雑となるし、製造コストが増加することになる。
　本発明は、このような事情に鑑み、小型化および低コスト化した装置構成で温度の異なる熱媒体から熱を回収できる排熱回収発電装置を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本発明は以下の手段を採用する。
　すなわち、本発明の一態様は、作動媒体の循環経路に並列に設置され、それぞれ温度の異なる熱媒体によって前記作動媒体を蒸発させる複数の蒸発器と、単一のタービンホイールで構成され、それぞれ軸線方向で異なる位置から導入される前記各蒸発器からの前記各作動媒体の旋回エネルギーを回転動力に変換するラジアルタービンと、該ラジアルタービンの回転動力によって発電する発電機と、前記ラジアルタービンを通過した前記作動媒体を凝縮させる凝縮器と、を備えている排熱回収発電装置である。
　本態様では、複数の蒸発器が作動媒体の循環経路に並列に設置され、各蒸発器では作動媒体が温度の異なる熱媒体によって蒸発させられているので、各蒸発器では、温度および圧力の異なるガス状の作動媒体が生成される。これらの圧力の異なる作動媒体は、ラジアルタービンのタービンホイールにおけるそれぞれ軸線方向で異なる位置、すなわち、供給される作動媒体の圧力がタービンホイールを流れる出口に向かい順次低下する圧力に一致するような位置に導入される。これら軸線方向で異なる位置から導入された作動媒体は、順次混合されるとともに順次圧力を低減されつつタービンホイールから流出し、タービンホイールに回転動力を発生させる。発電機は、タービンホイール、言い換えるとラジアルタービンの回転動力によって発電を行う。ラジアルタービンを通過した作動媒体は、凝縮器によって凝縮され、循環経路を通って各蒸発器に送られる。
　このように、温度の異なる熱媒体によって圧力の異なる作動媒体を発生させ、それらの作動媒体を単一のタービンホイールによって回転動力として取り出すことができるので、装置全体の小型化をはかることができ、製造コストを低減することができるとともに温度の異なる熱媒体から有効に熱を回収できる。
　本態様では、前記タービンホイールは、外周端に主入口を有し、半径方向から軸方向に湾曲しつつ順次翼高さが高くなる主通路を備えるとともに該主通路のシュラウド面に少なくとも１個のシュラウド側入口を備えているようにしてもよい。
　主入口には、最も圧力の高い作動媒体が供給される。主入口から導入された作動媒体は、半径方向から軸方向に湾曲しつつ順次翼高さが高くなる主通路を通って順次圧力を低減されつつタービンホイールから吐出される。シュラウド面に設けられたシュラウド側入口に供給される作動流体は、主入口から導入され主通路を通る作動媒体と混合される。
　シュラウド側入口に供給される作動流体は、主入口から導入され、主通路を通って順次圧力が低減される作動流体の圧力と略一致する大きさの圧力、すなわち、主入口へ供給される作動媒体よりも低圧力とされる。軸線方向で主入口から離隔するほど低圧力とされる。蒸発器で生成される作動媒体の圧力に応じて、シュラウド側入口の設置位置が設定される。
　本態様では、前記タービンホイールは、外周端に主入口を有し、半径方向から軸方向に湾曲しつつ順次翼高さが高くなる主通路を備えるとともに該主通路のハブ面から分岐され前記主通路の背面側に向かい延在する従通路の外周端に前記主入口と異なる半径方向位置とされたハブ側入口を備えているようにしてもよい。
　主入口から導入された作動媒体は、半径方向から軸方向に湾曲しつつ順次翼高さが高くなる主通路を通って順次圧力を低減されつつタービンホイールから吐出される。主通路のハブ面から分岐され主通路の背面側に向かい延在する従通路の外周端に主入口と異なる半径方向位置とされたハブ側入口に供給される作動流体は、従通路を通って主入口から導入され主通路を通る作動媒体と混合される。ハブ側入口から導入される作動媒体は、混合部分における圧力が、主入口から導入され、主通路を通って順次圧力が低減される作動流体の圧力と略一致する大きさの圧力とされる。ハブ側入口と主入口との半径方向位置に応じ、外周側に位置する方に高圧力の作動流体が供給される。
　シュラウド側入口と組み合わせることによって、多数の圧力の異なる作動媒体を取り扱えることができる。
　本態様では、前記熱媒体として内燃機関本体を冷却するエンジン冷却水と、該内燃機関の過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却水と、が用いられるようにしてもよい。
　このようにすると、排ガスよりも温度レベルが低く有効利用されていなかったエンジン冷却水（たとえば８０～９０℃）および過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却水（たとえば１３０～１４０℃）から熱量を回収することができる。
　本態様では、前記熱媒体として内燃機関本体を冷却するエンジン冷却水と、該内燃機関の過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却水を該内燃機関の排ガスによって加熱した蒸気と、が用いられるようにしてもよい。
　このようにすると、エンジン冷却水および空気冷却水に加えて内燃機関の排ガスからも熱回収できるので、有効な排熱回収を行うことができる。
　過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却水を内燃機関の排ガスによって加熱した蒸気は、比較的高温であるので、蒸発器で高圧の作動媒体を得ることができ、ラジアルタービンの出力を大きくすることができる。
　本発明によれば、温度の異なる熱媒体によって圧力の異なる作動媒体を発生させ、それらの作動媒体を単一のタービンホイールによって回転動力として取り出すことができるので、装置全体の小型化をはかることができ、製造コストを低減することができるとともに温度の異なる熱媒体から有効に熱を回収できる。
本発明の第一実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示すブロック図である。 本発明の第一実施形態にかかるパワータービンを示す断面図である。 本発明の第一実施形態にかかるパワータービンの別の実施態様を示す断面図である。 本発明の第一実施形態にかかるパワータービンのさらに別の実施態様を示す断面図である。 本発明の第二実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示すブロック図である。 本発明の第三実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示すブロック図である。 本発明の第三実施形態にかかるパワータービンを示す断面図である。 本発明の第三実施形態にかかるパワータービンの別の実施態様を示す断面図である。 本発明の第三実施形態にかかるパワータービンの別の実施態様を示す断面図である。 本発明の第三実施形態にかかるパワータービンの別の実施態様を示す断面図である。 本発明の第三実施形態にかかるパワータービンの別の実施態様を示す断面図である。 本発明の第三実施形態にかかるパワータービンの別の実施態様を示す断面図である。
　以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
［第一実施形態］
　以下、本発明の第一実施形態にかかる排熱回収発電装置１について図１および図２に基づいて説明する。
　本実施形態にかかる排熱回収発電装置１は、船舶の推進用主機としてのディーゼルエンジン（内燃機関）３の排熱回収用として設置された構成を例としている。
　図１は、本実施形態にかかる排熱回収発電装置１を概略的に示すブロック図である。図２は、排熱回収発電装置１のパワータービン１７を示す断面図である。
　排熱回収発電装置１には、ディーゼルエンジン３のシリンダブロック等を冷却するシリンダジャケット内を流れるジャケット冷却水（熱媒体、エンジン冷却水）から熱回収し、する第一排熱回収器（蒸発器）５と、ディーゼルエンジン３の過給機７から吐出される圧縮空気を冷却する第一空気冷却器９を通る空気冷却水（熱媒体）から熱回収する第二排熱回収器（蒸発器）１１と、第一空気冷却器９を通る空気冷却水が第二排ガスエコノマイザ１３で加熱された蒸気（熱媒体）から熱回収する第三排熱回収器（蒸発器）１５と、第一排熱回収器５、第二排熱回収器１１および第三排熱回収器１５で熱回収され、蒸発された有機媒体（作動媒体）のエネルギーを回転動力に変換するパワータービン（ラジアルタービン）１７と、パワータービン１７の回転動力によって電力を生成する発電機１９と、パワータービン１７からの有機媒体を凝縮させる凝縮器２１と、これらの機器を結んで有機媒体が循環する有機媒体経路（循環経路）２３と、有機媒体経路２３を通って有機媒体を循環させる有機媒体用ポンプ２４と、が備えられている。
　排熱回収発電装置１は、有機ランキンサイクル（Organic Rankin Cycle）を構成している。
　有機媒体経路２３は、有機媒体用ポンプ２４とパワータービン１７との間で、第一排熱回収器５を通る経路、第二排熱回収器１１を通る経路および第三排熱回収器１５を通る経路が並列となるようにされている。言い換えると、第三排熱回収器１５を通る経路から第一排熱回収器５を通る経路および第二排熱回収器１１を通る経路が分岐され、パワータービン１７で合流するようにされている。
　有機媒体経路２３を流れる有機媒体としては、たとえば、イソペンタン、ブタン、プロパン等の低分子炭化水素や冷媒として用いられるＲ１３４ａ、Ｒ２４５ｆａ等を用いることができる。有機媒体は、回収する複数の熱媒体の温度分布に応じて最適なものが選定される。
　シリンダジャケット内を流れるジャケット冷却水は、ジャケット冷却水ポンプ２５によって、ジャケット冷却水循環流路２７内を循環する。このジャケット冷却水循環流路２７は、シリンダジャケット、温度調整用三方弁２９、ジャケット冷却水ポンプ２５という順番でジャケット冷却水が流れるように形成されている。ジャケットから出たジャケット冷却水は、たとえば８０～９０℃の水温である。
　ジャケット冷却水循環流路２７には、第一排熱回収器５を経由するバイパス流路３１が設けられている。このバイパス流路３１を流れる流量は、バイパス流量調節弁３３によって調整する。これにより、第一排熱回収器５を流れるジャケット冷却水の流量を調整できるようになっている。
　温度調整用三方弁２９は、シリンダジャケットから流出するジャケット冷却水が所望の出口温度となるように動作する。具体的には、ジャケット冷却水がシリンダジャケットから流出する出口温度が設定値よりも高い場合には、図示しないセントラル冷却器から流入する約３６℃程度の清水をジャケット冷却水循環流路２７へ多く流すように動作する。
　第二空気冷却器３５は、過給機７から吐出された圧縮空気の流れに対して、第一空気冷却器９の下流側に設置されている。したがって、第一空気冷却器９の方が、第二空気冷却器３５よりも温度レベルが高くなるように設置されている。
　第二空気冷却器３５にて圧縮空気を冷却した清水は、再びセントラル冷却器へと返送される。
　過給機７で圧縮された圧縮空気は、たとえば、１５０～１６０℃であり、第一空気冷却器９および第二空気冷却器３５を通ってディーゼルエンジン３に供給され、図示しない燃料供給系から供給された燃料と混合されて燃焼される。燃焼に伴う排ガスは、過給機７の作動に用いられた後、排ガス経路３７を通って煙突３９から外部に排出される。過給機７を出た排ガスの温度は、たとえば、２２０℃程度である。
　排ガス経路３７には、第二排ガスエコノマイザ１３と、第二排ガスエコノマイザ１３の上流側に配置された第一排ガスエコノマイザ４１と、が設置されている。排ガス経路３７は、排ガスが、第一排ガスエコノマイザ４１および第二排ガスエコノマイザ１３を通過する、両者のいずれか一方を通過する、あるいは、両者を通過しない、のいずれかを選択できるように構成されている。
　第一排ガスエコノマイザ４１には、蒸気ドラム４３との間に循環経路４５が形成されている。蒸気ドラム４３内の水をボイラドラム水循環ポンプ４７によって第一排ガスエコノマイザ４１へ送り、排ガスの熱回収によって蒸気を発生させている。発生した蒸気は、船舶の補助装置へ送られた後、たとえば、７０℃程度の水として大気圧ドレンタンク４９へ戻される。
　大気圧ドレンタンク４９の水は、給水ポンプ５１によって蒸気ドラム４３に給水される。このとき、蒸気ドラムレベル制御弁５３によって蒸気ドラム４３内の水位が調整される。
　大気圧ドレンタンク４９の水は、給水ポンプ５５によって給水経路５７を通って、第一空気冷却器９および第二排熱回収器１１を通った後、大気圧ドレンタンク４９に戻るように循環される。
　給水経路５７には、第一空気冷却器９と第二排熱回収器１１との間に位置する分岐点Ａで分岐された分岐経路５９が接続されている。分岐経路５９は、第二排ガスエコノマイザ１３および第三排熱回収器１５を通って大気圧ドレンタンク４９に戻るように構成されている。第一空気冷却器９を通った空気冷却水は、分岐経路５９を通って第二排ガスエコノマイザ１３に供給され、排ガスによって高温・高圧の蒸気とされ、第三排熱回収器１５に供給される。
　パワータービン１７には、ケーシング６１と、ケーシング６１に回転可能に支持された回転軸６３と、回転軸１３の外周に取り付けられたラジアルタービンホイール（タービンホイール）６５と、が備えられている。
　ラジアルタービンホイール６５の外周端には、回転軸６３にほぼ平行な主入口６７が形成されている。
　主入口６7の外周側には、スクロール状の空間である主流入路６９が形成されている。主流入路６９には、第三排熱回収器１５から供給される有機媒体が導入される主導入路７１が接続されている。主流入路６９と主入口６７との間は、周方向に間隔を空けて配置された複数の翼から構成されるノズル７３が設けられている接続路で接続されている。
　ラジアルタービンホイール６５には、主入口６７からタービンホイール出口７５に向かって流れが流出するように半径方向から軸方向に向かい湾曲するとともに翼高さが順次高くなる主通路７７が形成されている。
　主通路７７のシュラウド面には、主入口６７に対し半径方向および軸方向に離隔した位置にシュラウド側従入口（シュラウド側入口）７９が形成されている。
　シュラウド側従入口７９の外周側には、スクロール状の空間であるシュラウド側従流入路８１が形成されている。シュラウド側従流入路８１には、第二排熱回収器１１から供給される有機媒体が導入されるシュラウド側従導入路８３が接続されている。シュラウド側従流入路８１とシュラウド側従入口７９との間は、周方向に間隔を空けて配置された複数の翼から構成されるノズル８５が設けられている接続路で接続されている。
　主通路７７のハブ面には、背面側に向かい延在する従通路８７が備えられている。主通路７７と従通路８７とは、点線で示される主通路７７のハブ面の仮想線である合流部で流れが合流するように構成されている。言い換えれば、従通路８７は、主通路７７から分岐され、主通路７７の背面側に向かい延在するように形成されている。
　従通路８７の背面側の外周端には、主入口２７と異なる半径位置に全周に亘るハブ側従入口（ハブ側入口）８９が形成されている。
　ハブ側従入口８９の外周側には、一様な断面形状をした空間であるハブ側従流入路９１が形成されている。ハブ側従流入路９１には、第一排熱回収器５から供給される有機媒体が導入されるハブ側従導入路９３が接続されている。ハブ側従流入路９１とハブ側従入口８９との間は、周方向に間隔を空けて配置された複数の翼から構成されるノズル９５が設けられている接続路で接続されている。
　主入口６７、シュラウド側従入口７９およびハブ側従入口８９の半径方向位置は、主入口６７が最も外周側に位置し、ハブ側従入口８９が最も内周側に位置させている。
　シュラウド側従入口７９の半径方向位置は、シュラウド側従入口７９から導入される有機媒体の圧力が、主入口６７から導入され、主通路７７を通って順次圧力が低減される作動流体の圧力と略一致する大きさとなるように設定される。
　シュラウド側従入口７９は、スペースに余裕があれば軸線方向に複数設けられるようにしてもよい。
　ハブ側従入口８９の半径方向位置は、ハブ側従入口８９から導入される有機媒体の圧力が従通路８７を通って順次低減された合流部における有機媒体の圧力が、主入口６７から導入され、主通路７７を通って順次圧力が低減される作動流体の合流部における圧力と略一致する大きさとなるように設定される。
　したがって、ハブ側従入口８９の半径方向位置を主入口６７の半径方向位置よりも外周側に位置させ、ハブ側従入口８９に主入口６７に導入する有機媒体よりも高圧の有機媒体を供給するようにしてもよい。
　次に、上記構成の排熱回収発電装置１の動作について説明する。
　有機媒体用ポンプ２４を作動させると、凝縮器２１で海水によって凝縮された、たとえば、３５℃程度の有機媒体は、有機媒体経路２３を循環する。このとき、有機媒体の一部は、第一排熱回収器５を通ってパワータービン１７のハブ側従導入路９３へ、他の一部は、第二排熱回収器１１を通ってパワータービン１７のシュラウド側従導入路８３へ、残りは、第三排熱回収器１５を通ってパワータービン１７の主導入路７１へ供給される。
　ジャケット冷却水ポンプ２５によってシリンダジャケットへと導かれたジャケット冷却水は、シリンダジャケットにてシリンダブロック等を冷却することによって、たとえば、８０～９０℃に昇温させられる。このジャケット冷却水はバイパス流路３１を経由して第一排熱回収器５を通るので、ジャケット冷却水と有機媒体との間で熱交換が行われ、有機媒体は、ジャケット冷却水によって、たとえば、６４℃程度に昇温され、蒸発させられる。言い換えると、ジャケット冷却水の顕熱が有機媒体経路２３を通る有機媒体に回収される。
　ディーゼルエンジン３の過給機７によって圧縮された圧縮空気は、第一空気冷却器９および第二空気冷却器３５を通ってディーゼルエンジン３に供給される。このとき、第一空気冷却器９には、給水ポンプ５５によって大気圧ドレンタンク４９の、たとえば、７０℃程度の水が給水経路５７を通って通過しているので、たとえば、１５０～１６０℃になる圧縮空気は、この水と熱交換され、たとえば、８０℃程度に冷却される。一方、給水経路５７を通る水は、圧縮空気によって加熱され、たとえば、１４０℃程度に昇温される。言い換えると、圧縮空気の顕熱が給水経路５７を通る水に回収される。
　給水経路５７を通る水は、第一空気冷却器９で昇温された後、第二排熱回収器１１を通るので、有機媒体経路２３を通る有機媒体との間で熱交換が行われ、有機媒体は、たとえば、１００℃程度に昇温され、蒸発させられる。したがって、給水経路５７を通る水を介して、圧縮空気の顕熱が有機媒体経路２３の有機媒体に回収されることになる。
　第一空気冷却器９で昇温された給水経路５７を通る温水の一部は、分岐点Ａにおいて分岐され分岐経路５９を通って第二排ガスエコノマイザ１３を通る。
　第二排ガスエコノマイザ１３には、第一排ガスエコノマイザ４１によって熱回収された、たとえば、２１０℃程度の排ガスが導入されているので、分岐経路５９を通る温水は、排ガスと熱交換され、たとえば、１９０～２００℃に昇温され、蒸気とされる。言い換えると、排ガスの顕熱が分岐経路５９を通過する温水に回収される。
　この温水は、分岐経路５９を経由して第三排熱回収器１５を通るので、有機媒体経路２３を通る有機媒体との間で熱交換が行われ、有機媒体は、たとえば、１２０～１３０℃程度に昇温され、蒸発させられる。したがって、分岐経路５９を通る温水を介して、圧縮空気および排ガスの顕熱が有機媒体経路２３の有機媒体に回収されることになる。
　このように、有機媒体経路２３を通る有機媒体は、第一排熱回収器５、第二排熱回収器１１および第三排熱回収器１５で独立して蒸発させられる。このとき、有機媒体の圧力は、第三排熱回収器１５で生成されたものが最も高く、第二排熱回収器１１、第一排熱回収器５の順に低くなる。
　第三排熱回収器１５で蒸発させられた比較的高圧の有機媒体は、主導入路７１を通って主流入路６９に流入する。主流入路６９に流入した有機媒体は、主流入路６９およびノズル７３によって流量、流速を調整され、主入口６７から主通路７７に供給される。主通路７７を通る有機媒体は、ラジアルタービンホイール６５の出口まで連続的に圧力が低下しながら流れ、ラジアルタービンホイール６５および回転軸６３に回転動力を発生させる。
　第二排熱回収器１１で蒸発させられた比較的中圧の有機媒体は、シュラウド側従導入路８３を通ってシュラウド側従流入路８１に流入する。シュラウド側従流入路８１に流入した有機媒体は、シュラウド側従流入路８１およびノズル８５によって流量、流速を調整され、シュラウド側従入口７９からラジアルタービンホイール６５に供給され、主入口６７から供給された有機媒体と混合される。
　このとき、このシュラウド側従入口７９からラジアルタービンホイール６５内に供給される有機媒体の圧力は、主通路７７を流れる出口に向かい順次、言い換えれば連続的に低下する有機媒体のシュラウド側従入口７９位置における圧力に一致するようにされている。
　第一排熱回収器５で蒸発させられた比較的低圧の有機媒体は、ハブ側従導入路９３を通ってハブ側従流入路９１に流入する。ハブ側従流入路９１に流入した有機媒体は、ノズル９５によって流量、流速を調整され、ハブ側従入口８９からラジアルタービンホイール６５の従通路８７に供給される。この有機媒体は、従通路８７を通るにつれて減圧され、合流部で主通路７７を流れる有機媒体と合流される。
　このとき、ハブ側従入口８９に供給される有機媒体の圧力は、合流部での主通路７７を流れる有機媒体の圧力と略一致するように設定されている。
　このように、第一排熱回収器５、第二排熱回収器１１および第三排熱回収器１５からの圧力の異なる有機媒体を、それぞれラジアルタービンホイール６５の主入口６７、シュラウド側従入口７９およびハブ側従入口８９に供給することによって、単一のラジアルタービンホイール６５によって回転動力として取り出すことができる。
　これにより、本実施形態にかかるパワータービン１７は、複数のタービンあるいは複数のラジアルタービンホイールを備えるタービンに比べて部品点数を低減することができ、製造コストを低減することができる。このため、排熱回収装置１の小型化をはかることができ、製造コストを低減することができる。
　第一排熱回収器５、第二排熱回収器１１および第三排熱回収器１５で、有機媒体は、ジャケット冷却水、過給機７で圧縮された圧縮空気および燃焼排ガスから熱回収するので、ディーゼルエンジン３の排熱を有効に回収することができる。
　パワータービン１７にて仕事を終えた有機媒体は、凝縮器２１へと導かれ、海水等の冷却水によって冷却されることにより凝縮され、液化される。
　上記した各温度は、一例を示したものであり、それぞれの流体の流量、ディーゼルエンジン３の運転状況等種々の状況に応じて変化するものである。
　本実施形態では、シュラウド側従流入路８１がスクロール状とされているが、図３に示されるように一様な断面形状をした空間であるコレクタとしてもよい。これは、主流入路６９も同様である。こうすると、製造コストをより低減させることができる。
　主導入路７１、シュラウド側従導入路８３およびハブ側従導入路９３の取付位置は、パワータービン１７の設置位置に合わせて設定してもよい。たとえば、図４に示されるように、シュラウド側従導入路８３を下部に位置するように設定してもよい。
［第二実施形態］
　次に、本発明の第二実施形態について図５を用いて説明する。本実施形態は、第一実施形態に対して第二排熱回収器１１および第三排熱回収器１５の熱源が異なるので、この異なる点について主として説明する。したがって、第一実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
　図５は、本実施形態にかかる排熱回収発電装置１を概略的に示すブロック図である。
　本実施形態では、第二排ガスエコノマイザ１３は設置されていない。
　給水経路５７は、大気圧ドレンタンク４９の水が、第二空気冷却器３５を通って第二排熱回収器１１に供給され、その後は、大気圧ドレンタンク４９に戻るように構成されている。
　給水経路５７には、第二空気冷却器３５と第二排熱回収器１１との間に位置する分岐点Ｂで分岐された分岐経路９７が接続されている。分岐経路９７は、第一空気冷却器９および第三排熱回収器１５を通って大気圧ドレンタンク４９に戻るように構成されている。
　このように構成された本実施形態にかかる排熱回収装置１は、排熱回収を除き第一実施形態と同様に動作するので、重複する部分の説明は省略する。
　本実施形態では、ディーゼルエンジン３の過給機７によって圧縮された、たとえば、１５０～１６０℃になる圧縮空気は、第一空気冷却器９で後述する熱交換を行い低温とされた状態で第二空気冷却器３５に導入される。このとき、第二空気冷却器３５には、給水ポンプ５５によって大気圧ドレンタンク４９の水が給水経路５７を通って通過しているので、圧縮空気は、この水と熱交換され、冷却される。一方、給水経路５７を通る水は、圧縮空気によって加熱され、昇温される。言い換えると、圧縮空気の顕熱が給水経路５７を通る水に回収される。
　給水経路５７を通る水は、第二空気冷却器３５で昇温された後、第二排熱回収器１１を通るので、有機媒体経路２３を通る有機媒体との間で熱交換が行われ、有機媒体は昇温され、蒸発させられる。したがって、給水経路５７を通る水を介して、圧縮空気の顕熱が有機媒体経路２３の有機媒体に回収されることになる。
　第二空気冷却器３５で昇温された給水経路５７を通る温水の一部は、分岐点Ｂにおいて分岐され分岐経路９７を通って第一空気冷却器９を通る。
　第一空気冷却器９には、第二空気冷却器３５よりも温度の高い圧縮空気が導入されているので、分岐経路９７を通る温水は、温度の高い圧縮空気と熱交換され、昇温される。言い換えると、圧縮空気の顕熱が分岐経路９７を通過する温水に回収される。
　分岐経路９７が第三排熱回収器１５を通る際、有機媒体経路２３を通る有機媒体との間で熱交換が行われ、有機媒体は昇温され、蒸発させられる。したがって、分岐経路９７を通る温水を介して、圧縮空気が有機媒体経路２３の有機媒体に回収されることになる。
［第三実施形態］
　次に、本発明の第三実施形態について図６および図７を用いて説明する。本実施形態は、第一実施形態に対して第二排熱回収器１１が備えられていない点で異なるので、この異なる点について主として説明する。したがって、第一実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
　図６は、本実施形態にかかる排熱回収発電装置１を概略的に示すブロック図である。図７は、排熱回収発電装置１のパワータービン１７を示す断面図である。
　本実施形態では、第二排熱回収器１１が用いられていないので、第二排熱回収器１１およびこれに関連する部材を省略できる分、排熱回収発電装置１をより小型化することができる。
　パワータービン１７は、第一実施形態のものに比べ、第二排熱回収器１１からの作動流体を取り扱うシュラウド側従入口７９、シュラウド側従流入路８１、シュラウド側従導入路８３およびノズル８５が省略されている構成とされている。
　したがって、パワータービン１７の構造を簡素化でき、小型化できるとともに製造コストを低減できる。
　排熱回収発電装置１に用いられるパワータービン１７は、図７に示される構造に限定されるものではない。
　たとえば、図８に示されるように、主流入路６９および主導入路７１とシュラウド側従流入路９１およびシュラウド側従導入路９３とが全周に亘り一体的に構成されるとともに主流入路６９とシュラウド側従流入路９１とが連通するように構成されている。そして、主流入路６９とシュラウド側従流入路９１とが仕切板１００で仕切られ、高圧側では、ノズル７３、主入口６７および主通路７７、低圧側では、ノズル９５、ハブ側従入口８９および従通路８７がそれぞれ構成されるようにしてもよい。
　これにより、回転軸６３は、長さを短くすることができ、軸振動を減少させることができる。
　図９に示されるように、スクロールを形成するシュラウド側従流入路９１およびシュラウド側従導入路９３が軸方向に扁平にされていてもよ。
　このようにすると、ケーシング６１の開放時に、ケーシング６１がシュラウド側従流入路９１およびシュラウド側従導入路９３に干渉しないようにすることができる。これにより、ケーシング６１の分解を容易に行うことができる。
　図１０に示されるように、回転軸６３におけるパワータービン１７の取付位置に対する反対側端部に、別の独立した付加パワータービン１８を備えるようにしてもよい。
　付加パワータービン１８は、パワータービン１７とは媒体の流れる流路が独立しているので、パワータービン１７とは別の媒体で駆動することも、同一の媒体で駆動することもできる。たとえば、付加パワータービン１８にパワータービン１７に供給される有機媒体よりも高圧な第二排ガスエコノマイザ１３からの蒸気を直接導入することができる。これにより、ディーゼルエンジン３の排熱を一層有効に回収することができる。パワータービン１８の排気を、別途設けられた低圧のパワータービンに導入することもできる。
　図１０では、パワータービン１７は図８に示された構造のものとしているが、これに限定されるものではなく、付加パワータービン１８は、本実施形態で説明したパワータービン１７を含む適宜構造をしたパワータービン１７と組み合わせることができる。
　図１１に示されるパワータービン１７は、回転軸６３が磁気軸受１１０,１１１によって支持されるように構成されている。
　このように回転軸６３が磁気軸受１１０,１１１によって支持されると、潤滑油を供給しないでもよいので、有機媒体中に潤滑油が飛散することを防止することができる。
　図１２に示されるように、パワータービン１７は、シュラウド側従入口７９、シュラウド側従流入路８１、シュラウド側従導入路８３およびノズル８５を備え、ハブ側従入口８９、シュラウド側従流入路９１、シュラウド側従導入路９３およびノズル９５を省略するようにし、第一排熱回収器５からの有機媒体をシュラウド側従入口７９から主通路７７導入するようにしてもよい。
　このようにすると、従通路８７を設けなくともよいので、パワータービン１７をより小型化することができる。
　給水経路５７は、大気圧ドレンタンク４９の水が第一空気冷却器９を通った後、第二排ガスエコノマイザ１３および第三排熱回収器１５を通って大気圧ドレンタンク４９に戻るように構成されている。
　このように構成された本実施形態にかかる排熱回収装置１は、第二排熱回収器１１がない点およびそれに伴う排熱回収を除き第一実施形態と同様に動作するので、重複する部分の説明は省略する。
　給水経路５７を通る水は、第一空気冷却器９を通る際に、圧縮空気によって昇温され、次いで、第二排ガスエコノマイザ１３を通る際に、排ガスに加熱され、第三排熱回収器１５に供給される。第三排熱回収器１５で、有機媒体は、給水経路５７を通る熱媒により加熱され、昇温される。
　したがって、給水経路５７を通る水を介して、圧縮空気および排ガスの顕熱が有機媒体経路２３の有機媒体に回収されることになる。
　本発明は以上説明した各実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々の変形を行ってもよい。
　たとえば、上述した各実施形態の排熱回収発電装置１は、船舶への適用を例として説明したが、発電等に用いられる陸用の内燃機関に適用することもできるし、各種産業用プラントの排熱、地熱・ＯＴＥＣ等を用いた発電等に適用することもできる。
１　排熱回収発電装置
３　ディーゼルエンジン
５　第一排熱回収器
７　過給機
１１　第二排熱回収器
１５　第三排熱回収器
１７　パワータービン
１９　発電機
２１　凝縮器
２３　有機媒体経路
６５　ラジアルタービンホイール
６７　主入口
７７　主通路
７９　シュラウド側従入口
８７　従通路
８９　ハブ側従入口

Claims (5)

  1. 　作動媒体の循環経路に並列に設置され、それぞれ温度の異なる熱媒体によって前記作動媒体を蒸発させる複数の蒸発器と、
    　単一のタービンホイールで構成され、それぞれ軸線方向で異なる位置から導入される前記各蒸発器からの前記各作動媒体の旋回エネルギーを回転動力に変換するラジアルタービンと、
    　該ラジアルタービンの回転動力によって発電する発電機と、
    　前記ラジアルタービンを通過した前記作動媒体を凝縮させる凝縮器と、
    を備えている排熱回収発電装置。
  2. 　前記タービンホイールは、外周端に主入口を有し、半径方向から軸方向に湾曲しつつ順次翼高さが高くなる主通路を備えるとともに該主通路のシュラウド面に少なくとも１個のシュラウド側入口を備えている請求項１に記載の排熱回収発電装置。
  3. 　前記タービンホイールは、外周端に主入口を有し、半径方向から軸方向に湾曲しつつ順次翼高さが高くなる主通路を備えるとともに該主通路のハブ面から分岐され前記主通路の背面側に向かい延在する従通路の外周端に前記主入口と異なる半径方向位置とされたハブ側入口を備えている請求項１または請求項２に記載の排熱回収発電装置。
  4. 　前記熱媒体として内燃機関本体を冷却するエンジン冷却水と、該内燃機関の過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却水と、が用いられる請求項１から請求項３のいずれかに記載の排熱回収発電装置。
  5. 　前記熱媒体として内燃機関本体を冷却するエンジン冷却水と、該内燃機関の過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却水を該内燃機関の排ガスによって加熱した蒸気と、が用いられる請求項１から請求項４のいずれかに記載の排熱回収発電装置。
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