WO2013011842A1 - 複圧式ラジアルタービンシステム - Google Patents

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WO2013011842A1
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turbine
radial turbine
heat
low
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東森　弘高
福田　憲弘
雅幸 川見
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三菱重工業株式会社
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    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/58—Cooling; Heating; Diminishing heat transfer
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K7/00—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating
    • F01K7/16—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being only of turbine type
    • F01K7/18—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being only of turbine type the turbine being of multiple-inlet-pressure type
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    • F01K25/00—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for
    • F01K25/08—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B33/00—Steam-generation plants, e.g. comprising steam boilers of different types in mutual association
    • F22B33/14—Combinations of low and high pressure boilers

Definitions

  • the present invention relates to a dual pressure radial turbine system that recovers energy from medium, low temperature, high temperature and high pressure fluid and converts it into rotational power.
  • binary power generation is a medium whose boiling point is lower than that of water, for example, ammonia, pentane, chlorofluorocarbon, etc., even if only geothermal water can not be generated due to, for example, low temperature and pressure in the underground and only hot water can be obtained.
  • Low-boiling point fluid is boiled with hot water, and the steam of the low-boiling point fluid is used to turn the turbine.
  • FIG. 7 is a block diagram showing a configuration example of binary power generation Ba.
  • a cycle circuit in which the heat medium circulates and repeats a state change includes a pump 11 for boosting the heat medium, an evaporator 13 for receiving heat from the high temperature heat source and converting the heat medium to steam, high pressure and
  • the system includes a turbine 15 that expands high-temperature heat medium vapor to convert heat energy into rotational power, and a condenser 17 that condenses the low-temperature heat medium that has expanded and released energy into a liquid. It is comprised in the connected closed circuit.
  • the low temperature heat source (temperature level TC) on the side that absorbs heat by the condenser 17
  • air or water at atmospheric temperature such as air, river water, or seawater
  • OTEC ocean thermal energy conversion
  • the high temperature heat source for example, high temperature and high pressure fluids discharged from various industrial plants, fluids such as exhaust gas discharged from power sources for ships and vehicles, geothermal power generation and ocean temperature
  • a heat source fluid such as differential power generation.
  • TW of the high-temperature heat source is several tens of degrees to about 200 ° C.
  • fluorocarbons having a critical temperature of approximately 100 ° C. to 200 ° C. alternative fluorocarbons, next-generation fluorocarbons, organic media are used as heat mediums Water is used if it gets too hot.
  • the TS line diagram of FIG. 8 shows the saturation line of the above-described heat medium.
  • the output of the turbine 15 obtained in the illustrated cycle is used as motive power for power generation to drive the generator 19. That is, the heat medium circulating in heat exchange with the high temperature heat source at the temperature level TW and the low temperature heat source at the temperature level TC performs expansion work in the turbine 15 to drive the generator 19, and this work Will be used as electricity. Therefore, when high and low temperature heat sources and low temperature heat sources are provided, it is devised to generate the maximum power using the illustrated binary cycle, the main parameter being the evaporation of the heat medium
  • the pressure P1 and the condensation pressure P2. Proper selection of the pressure settings of the evaporation pressure P1 and the condensation pressure P2 is generally performed in the industry.
  • the swirling energy of the flow is converted to rotational power to discharge the energy in the axial direction.
  • the pressure of the fluid is divided into a plurality of flow paths inside the turbine, and a turbine bucket inlet is formed for each flow path, and the inlet radius of the turbine bucket is different.
  • high temperature heat sources such as the above-mentioned exhaust heat, excess heat and geothermal heat generally have a temperature level TW as low as about several tens to several hundreds of degrees Celsius. Therefore, a thermal cycle (binary cycle) using a heat medium with a low temperature heat source such as seawater, river water or the atmosphere, using a low temperature heat source with a temperature level TC of several degrees C. to several tens of degrees C. In the case of forming the above, it is difficult to obtain a good efficiency because the temperature difference between the high temperature heat source and the low temperature heat source is small.
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems, and an object of the present invention is to provide a dual pressure radial turbine system capable of achieving high efficiency and low cost such as a binary power generation system using a Rankine cycle.
  • the present invention provides a dual pressure radial turbine system capable of setting a plurality of evaporation temperatures of a heat transfer medium to obtain a high output from a turbine and achieving this Rankine cycle with a simple structure.
  • the present invention adopts the following means in order to solve the above-mentioned problems.
  • the multi-pressure type radial turbine system according to the present invention comprises: a plurality of pumps for pressurizing the sucked liquid-phase heat medium to different pressures; and heat-sinking the liquid-phase heat medium respectively sent from the pumps from the first heat source.
  • a plurality of evaporators to be vaporized, a single dual pressure radial turbine that obtains power by expanding a gas phase heat medium of different pressure and temperature supplied from each of the evaporators, and the dual pressure radial turbine expanded A cycle circuit in which a heat medium is circulated to repeat a state change of gas and liquid, and a condenser for radiating heat and condensing the gas phase heat medium to the second heat source having a temperature lower than the first heat source. is there.
  • the process of releasing heat from the first heat source is divided into a plurality of stages, and the heat is released to the liquid-phase heat medium by the plurality of evaporators.
  • a pneumatic Rankine cycle can be formed, making it possible to change the temperature to a lower temperature as compared to the exit temperature of the high temperature heat source in a single pressure Rankine cycle. Therefore, the dual pressure type Rankine cycle can impart more heat energy of the high temperature heat source to the Rankine cycle as compared with the single pressure cycle.
  • the flow path of the first heat source may be connected in series with the plurality of evaporators provided and flowing from the high pressure side to the low pressure side of the liquid phase medium delivered from the pump. Preferably, this allows effective utilization of the heat held by the first heat source.
  • the double-pressure radial turbine includes one turbine wheel rotating in a casing, and the turbine wheel is a double-pressure radial turbine or a mixed-flow turbine which introduces a gas-phase medium from the radial direction at different pressures.
  • the turbine inlet may be arranged such that a plurality of gas phase medium inlet pressures sequentially decrease toward the turbine outlet, or a plurality of gas phase medium inlet pressures may be the turbine It may be arranged to be higher in order toward the outlet.
  • a dual pressure radial turbine power generation system can be obtained in which the binary power generation system using the Rankine cycle is enhanced in efficiency and cost.
  • FIG. 6 is a TS diagram related to the two-pressure binary cycle power generation system shown in FIG. 1; It is a figure which shows the output per unit high temperature heat-source flow rate compared with a single pressure type about a 2 pressure type
  • FIG. 6 is a TS diagram related to the two-pressure binary cycle power generation system shown in FIG. 1; It is a figure which shows the output per unit high temperature heat-source flow rate compared with a single pressure type about a 2 pressure type
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing an example of the configuration of a main part (a meridional surface shape) of a single moving blade 2-pressure radial turbine as a first configuration example of a double-pressure radial turbine. It is sectional drawing which shows the example of a principal part (meridional surface shape) structure example of 1 moving blade 2 pressure type radial turbine as a 2nd structural example of a double pressure type radial turbine. It is a block diagram showing a conventional example of a binary cycle power generation system.
  • FIG. 8 is a TS diagram of a heat medium according to the binary cycle power generation system shown in FIG. 7;
  • FIG. 1 is a block diagram showing a configuration example of a 2-pressure binary cycle power generation system (hereinafter referred to as "2-pressure type binary power generation") as an example of a double pressure type radial turbine system
  • FIG. 2 is a T-S of 2-pressure binary power generation.
  • the illustrated dual-pressure binary power generation Bb includes a Rankine cycle circuit circuit C configured to circulate heat medium at two different pressures and temperatures and to repeat liquid and gas state changes.
  • the cycle circuit C receives heat from the high pressure pump 21H and the low pressure pump 21L for pressurizing the heat medium (liquid phase medium) of liquid and the high temperature heat source (first heat source) to turn the heat medium into a gas (vapor phase medium)
  • a condenser 27 which radiates the low temperature heat medium (gas phase medium or gas-liquid two-phase medium) that has expanded and released energy to a low temperature heat source (second heat source) and condenses it again into liquid; Are configured in a closed circuit connected by piping.
  • a generator 29 is connected to the output shaft of the double pressure radial turbine 25, and thus the output of the double pressure radial turbine 25 is used as a power for driving the generator 29.
  • the liquid phase medium condensed by the condenser 27 is introduced into the high pressure pump 21H and the low pressure pump 21L and boosted to different pressures.
  • the high pressure pump 21H boosts the introduced liquid phase medium to high pressure BH and sends it to the high pressure evaporator 23H
  • the low pressure pump 21L boosts the introduced liquid phase medium to low pressure BL to the low pressure evaporator 23L. Send out.
  • the high pressure evaporator 23H evaporates the liquid phase medium on the heat absorption side by heat exchange between the high pressure BH liquid phase medium pressure-fed from the high pressure pump 21H and the high temperature heat source fluid of the heat source temperature TW1 supplied from the high temperature heat source. (Vaporization) to form a high pressure gas phase medium with pressure PH and temperature TH.
  • the low pressure evaporator 23L is a heat absorbing side liquid phase medium by heat exchange between the low pressure BL liquid phase medium pressure-fed from the low pressure pump 21L and the high temperature heat source fluid of the heat source temperature TW2 supplied from the high pressure evaporator 23H. Are evaporated (vaporized) to form a low pressure gaseous medium having a pressure PL and a temperature TL.
  • the high temperature heat source fluid flow path supplied from the high temperature heat source is connected in series with the high temperature evaporator 23H and the low temperature evaporator 23L.
  • the heat source temperature is exchanged by heat exchange in the high temperature evaporator 23H.
  • Introduce a high temperature heat source fluid which has decreased from TW1 to TW2 and is used for heat exchange.
  • the high pressure gas phase medium supplied from the high pressure evaporator 23H and the low pressure gas phase medium supplied from the low pressure evaporator 23L expand in the dual pressure radial turbine 25 to release energy.
  • the energy released from the high-pressure gas phase medium and the low-pressure gas phase medium rotationally drives the turbine and is converted into rotational power.
  • the rotational power of the double pressure type radial turbine 25 turns into a driving force which drives the generator 29 and generates electric power.
  • the dual pressure radial turbine 25 is configured by integrating a high pressure turbine that expands a high pressure gas phase medium to convert energy to rotational power and a low pressure turbine that expands a low pressure gas phase medium to convert energy to rotational power. It is an expansion turbine comprised with 2 pressure type radial turbines.
  • the high-pressure gas phase medium and the low-pressure gas phase medium expanded and worked in the dual pressure radial turbine 25 become gas phase media in which the temperature and pressure are both reduced, and merge inside the turbine and go from the turbine outlet to the condenser 27 Led.
  • the gas phase medium introduced into the condenser 27 is absorbed by heat exchange with a low temperature heat source, so it condenses and becomes a liquid phase medium.
  • the liquid phase medium is introduced into the high pressure pump 21H and the low pressure pump 21L and boosted to different pressures, and circulates the cycle circuit C while repeating the same state change.
  • a heat medium such as a first fluorocarbon or an alternative fluorocarbon, a next generation fluorocarbon, or an organic medium
  • the high-temperature heat source (first heat source) on the side of heating the heat source fluid is supplied from, for example, exhaust heat from a plant or the like, surplus heat, geothermal heat, etc., and uses heat source fluid having specific heat substantially constant at temperature level TW1. Be done.
  • second heat source of temperature level TC on the side where heat is absorbed by condenser 27, for example, air at ambient temperature or water at ordinary temperature such as air, river water, seawater etc. is used Be done.
  • the warm water on the surface of the ocean is used as a high temperature heat source, and the deep cold water is used as a low temperature heat source.
  • the illustrated double pressure type radial turbine 25 has a high pressure turbine inlet 251 constituting the high pressure turbine 25H and a low pressure turbine inlet 253 constituting the low pressure turbine 25L, and one radial turbine wheel provided on one rotation shaft 255 It consists of 257.
  • the radial turbine wheel 257 is rotatably supported in the casing.
  • the radial turbine wheel 257 may be either a radial turbine wheel or a mixed flow turbine wheel.
  • the radial turbine wheel 257 has two turbine wheel inlets, a high pressure turbine wheel inlet 259 and a low pressure turbine wheel inlet 261, and one turbine outlet 263.
  • the high pressure turbine wheel inlet 259 is provided at a radius R1.
  • the low pressure turbine wheel inlet 261 has a radius R2 (R1>) smaller than the radius of the high pressure turbine wheel inlet radius R1 so that the flow can flow in from a part of the shroud of the turbine blade that constitutes the flow path in the radial turbine wheel 257. It is provided in R2).
  • a high pressure nozzle 265 is provided on the radial outer periphery of the high pressure turbine wheel inlet 259 to provide a swirling velocity in the turbine wheel rotational direction with respect to the flow of the high pressure turbine inlet 251.
  • a low pressure nozzle 267 is provided on the radial outer periphery of the low pressure turbine wheel inlet 261 to provide a swirling velocity in the turbine wheel rotational direction with respect to the flow of the low pressure turbine inlet 253. That is, in the high pressure turbine 25 H, the high pressure gas phase medium introduced from the high pressure turbine inlet 251 passes through the high pressure nozzle 265 to increase the swirling speed, and flows out from the high pressure turbine wheel inlet 259 toward the turbine blades of the radial turbine wheel 257.
  • the low pressure gas phase medium introduced from the low pressure turbine inlet 253 passes the low pressure nozzle 267 to increase the swirling speed, and flows out from the low pressure turbine wheel inlet 261 toward the turbine blades of the radial turbine wheel 257.
  • the high-pressure gas phase heat medium and the low-pressure gas phase medium injected into the radial turbine wheel 257 join the heat medium flow rate from the high-pressure turbine inlet and the heat medium flow rate from the low-pressure turbine inlet inside the turbine. It flows out of the outlet of the wheel 257 and flows into the turbine outlet 263.
  • the high-pressure gas phase heat transfer medium and the low-pressure gas phase medium which have passed through the double-pressure radial turbine 25 in this way expand the inside of the turbine to rotate the radial turbine wheel 257 to work.
  • a condenser 27 having the function of a heat exchanger is disposed downstream of the turbine outlet 263 to release (radiate) the heat of the heat medium to a low temperature heat source to condense the heat.
  • a high pressure pump 21H for pressurizing the liquefied heat medium to the pressure for supplying the first heat exchange
  • a low pressure pump 21L for pressurizing the heat medium to the pressure for supplying the second heat exchange Have.
  • the dual-pressure binary power generation Bb configured as described above includes a dual-pressure radial turbine 25 that expands a heat medium having two pressures in two heat receiving processes and one radial turbine wheel 257 to convert heat energy into rotational power.
  • the rotational power output from the double pressure radial turbine 25 is used as a rotational power source of the generator 29 or the like.
  • the output of the double pressure radial turbine 25 is not limited to the rotational power source of the generator 29 or the like.
  • FIG. 2 is a TS diagram of the two-pressure binary power generation Bb described above.
  • the heat medium circulating in the cycle circuit C flows in a 2-pressure Rankine cycle consisting of a high pressure cycle and a low pressure cycle.
  • the liquid phase medium is pressurized to the high pressure BH by the high pressure pump 21H, and the high temperature heat source is heated by heat radiation when the temperature TW1 is reduced to the temperature TW2.
  • the liquid phase medium is heated to the saturation temperature TH of the high-pressure heat medium, and evaporates at a constant temperature TH to become vapor of the gas phase medium.
  • This gas phase medium becomes a high pressure PH and high temperature TH vapor and flows into the high pressure turbine 25H and expands to the condensing pressure Pd at the turbine outlet, at which time the energy of the gas phase medium is converted to rotational power Be done.
  • the liquid phase medium is boosted to the low pressure BL by the low pressure pump 21L, and the high temperature heat source after heating the high pressure medium is heated by heat radiation when the temperature TW2 decreases to the temperature TW3.
  • the liquid-phase medium is heated to the saturation temperature TL of the low-pressure heat medium, and evaporates at a constant temperature TL to become vapor of the gas-phase medium.
  • This gas phase medium becomes a low pressure PL and low temperature TL vapor and flows into the low pressure turbine 25L and expands to the condensing pressure Pd at the turbine outlet, at which time the energy of the gas phase medium is converted to rotational power Be done.
  • each output is converted into rotational power by one radial turbine wheel 257. , Output to one rotation shaft 255.
  • FIG. 3 shows the output value (L / G) per unit high-temperature heat source flow rate with respect to the turbine output value of the two-pressure binary cycle power generation system with respect to the high pressure turbine inlet pressure PH (horizontal axis).
  • the values of the single-pressure binary cycle power generation system are also indicated by the alternate long and short dash line.
  • the output value (L / G) of the binary binary cycle is shown to be about 10% to 20% higher when the single-pressure binary cycle and the highest value of each other are compared.
  • FIG. 4 shows the outlet temperature TW3 with respect to the high-pressure turbine inlet pressure (horizontal axis) for the high-temperature heat source of the two-pressure binary cycle power generation system.
  • the values of the single-pressure binary cycle power generation system are also indicated by the alternate long and short dash line.
  • FIG. 4 in the case of the two-pressure binary cycle, since the high temperature heat source outlet temperature TW3 shown in FIG. 2 can be lowered, it can be seen that the heat release amount of the high temperature heat source can be set large.
  • the turbine output is the value of the temperature difference at the inlet / outlet of the high-temperature heat source multiplied by the heat source flow rate and the cycle efficiency of the Rankine cycle of the heat medium, and therefore this is the value per unit heat source flow rate It is three.
  • the process of releasing heat from one high temperature heat source is divided into two stages, heat is released to the high pressure heat medium by the high pressure evaporator 23H in the high temperature area, and low pressure heat is generated in the low temperature area by the low pressure evaporator 23L.
  • the temperature can be changed to a lower temperature as compared to the outlet temperature of the high temperature heat source in the single pressure cycle. That is, compared with a single pressure cycle, the above-described two-pressure type Rankine cycle can provide more heat energy of a high-temperature heat source to the Rankine cycle.
  • the double-pressure radial turbine 25 can expand the high-pressure gas phase medium and the low-pressure gas phase medium with one turbine wheel in the above-described two-pressure Rankine cycle, and can output rotational energy to one rotation shaft. And since the high pressure gas phase medium and the low pressure gas phase medium which did work by expansion in the double pressure type radial turbine 25 merge with each other, the heat medium (steam) of the gas phase is condensed downstream from one outlet at the turbine outlet 263 Can be led to the
  • the binary binary cycle can increase the temperature difference between the inlet and the outlet with one high temperature heat source to increase the release thermal power, as compared with the conventional single pressure cycle, so It becomes possible to increase the rate of conversion to rotational energy by about 10% to 20%. Therefore, if the temperature and flow rate of the high-temperature heat source are the same in the 2-pressure binary cycle, it is possible to take out about 10% to 20% more rotational power and electric power as compared with the conventional single-pressure cycle.
  • a bi-pressure binary cycle when configuring a bi-pressure binary cycle with a conventional turbine, a high pressure turbine and a low pressure turbine are required, and two turbines and two turbine outlets are essential.
  • a two-pressure cycle employing a double-pressure type radial turbine 25 can extract rotational power from a heat medium having two pressures with one radial turbine wheel 257 provided on one rotating shaft 255, so one Since the rotation shaft 255 and the radial turbine wheel 257 and one turbine outlet 263 can be configured, a simple system structure is possible.
  • the illustrated double pressure type radial turbine 45 has a high pressure turbine inlet 451 constituting the high pressure turbine 45 H and a low pressure turbine inlet 453 constituting the low pressure turbine 45 L, and one turbine wheel 457 provided on one rotating shaft 455 It consists of
  • the radial turbine wheel 457 may be either a radial turbine wheel or a mixed flow turbine wheel.
  • the double-pressure radial turbine 45 is different from the double-pressure radial turbine 25 described above in the configuration in which the high pressure turbine 45H is disposed on the turbine outlet side (downstream side), and reference numeral 459 in the figure is the high pressure turbine wheel inlet, 461 is a low pressure turbine wheel inlet, 463 is a turbine outlet, 465 is a high pressure nozzle, and 467 is a low pressure nozzle.
  • the low pressure turbine wheel inlet 461 is provided on the opposite side to the turbine outlet 463 across the back plate 469 of the high pressure turbine wheel 457H via a flow path passing through the back plate portion of the high pressure turbine wheel 457H.
  • the radius R2 of the low pressure turbine wheel inlet 461 is set to a value (R2 ⁇ R1) smaller than the radius R1 of the high pressure turbine wheel inlet 459.
  • the process of releasing heat from one high-temperature heat source is divided into two stages, and the high-temperature evaporator 23H releases heat to the high-pressure heat medium by the high-pressure evaporator 23H.
  • Changes temperature to a lower temperature compared to the outlet temperature of a high-temperature heat source in a single pressure cycle by adopting a 2-pressure Rankine cycle that releases heat to a low-pressure heat medium with a low pressure evaporator 23L It can be done. That is, compared with a single pressure cycle, the above-described two-pressure type Rankine cycle can provide more heat energy of a high-temperature heat source to the Rankine cycle.
  • the high pressure gas phase medium and the low pressure gas phase medium can be expanded by one turbine wheel in the above-described two pressure type Rankine cycle, and rotational energy can be output to one rotation shaft.
  • the heat medium (steam) in the gas phase is condensed from one outlet to the downstream condenser 27 because the high pressure gas phase medium and the low pressure phase gas medium which did work by expansion in the pressure radial turbine 45 merge with each other. Can lead to
  • the dual pressure type binary cycle using the double pressure type radial turbine 45 can extract more rotational power and electric power if the temperature and flow rate of the high temperature heat source are the same.
  • a dual-pressure Rankine cycle employing a dual-pressure radial turbine 45 can extract rotational power from a heat medium having two pressures by one radial turbine wheel 457 provided on one rotational shaft 455, As it can be configured by one rotating shaft 455, radial turbine wheel 457 and one turbine outlet 463, a simple system structure is possible.
  • Such a dual pressure type radial turbine power generation system is a system that obtains power via recovery of power discharged from high temperature, high pressure fluid from various industrial plants, and thermal cycles such as a power source for ships and vehicles.
  • the heat medium is circulated at two different pressures and temperatures to repeat the state change of the liquid and the gas, but plural (two or more types) different heat mediums It may be configured to circulate at a temperature or pressure of
  • a binary cycle in which the evaporation temperature of the heat medium is set to a plurality (two or more) can be realized with an easy structure. It is possible to realize high efficiency and low cost of the system.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment.
  • the output of the double-pressure type radial turbine can be appropriately changed without departing from the scope of the invention, such as using it for driving other than a generator.

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Abstract

　ランキンサイクルを用いたバイナリー発電システム等の高効率化及び低コスト化を可能にする複圧式ラジアルタービンシステムを提供する。吸入した液相熱媒体を各々異なる圧力に昇圧させる高圧ポンプ（２１Ｈ）及び低圧ポンプ（２１Ｌ）と、高圧ポンプ（２１Ｈ）及び低圧ポンプ（２１Ｌ）から各々送出された液相熱媒体を高温熱源から吸熱して気化させる高圧蒸発器（２３Ｈ）及び低圧蒸発器（２３Ｌ）と高圧蒸発器（２３Ｈ）及び低圧蒸発器（２３Ｌ）から各々供給された圧力及び温度の異なる気相熱媒体を膨張させて出力を得る１台の複圧式ラジアルタービン（２５）と、複圧式ラジアルタービン（２５）で膨張した気相熱媒体を低温熱源に放熱して凝縮させる凝縮器（２７）とを備え、熱媒体が気液の状態変化を繰り返して循環するサイクル回路（Ｃ）を形成した。

Description

複圧式ラジアルタービンシステム
　本発明は、中低温・高温及び高圧の流体からエネルギーを回収して回転動力に変換する複圧式ラジアルタービンシステムに関する。
　従来、中低温・高温で高圧の流体からエネルギーを回収して回転動力に変換し、この回転動力により発電機を駆動して発電することが行われている。このような発電システムとしては、たとえばバイナリーサイクル発電システム（以下、「バイナリー発電」と呼ぶ）が知られている。このバイナリー発電は、たとえば地下の温度や圧力が低いため地熱発電を行うことが不可能で熱水しか得られない場合でも、たとえばアンモニアやペンタン、フロン等のように、水よりも低沸点の媒体(低沸点流体)を熱水で沸騰させ、低沸点流体の蒸気でタービンを回すものである。
　ここで、従来のバイナリー発電について、図７及び図８を参照して簡単に説明する。
　図７は、バイナリー発電Ｂａの構成例を示すブロック図である。図示のバーナリー発電Ｂａにおいて、熱媒体が循環して状態変化を繰り返すサイクル回路は、熱媒体を昇圧するポンプ１１と、高温熱源から熱を受け取って熱媒体を蒸気にする蒸発器１３と、高圧及び高温の熱媒体蒸気を膨張させて熱エネルギーを回転動力に変換するタービン１５と、膨張しエネルギーを放出した低温の熱媒体を再度液体に凝縮させる凝縮器１７とを備え、各機器間が配管により接続された閉回路に構成されている。
　この場合、凝縮器１７で熱を吸収する側の低温熱源（温度レベルＴＣ）には、たとえば大気、河川水、海水等のように、大気温度の空気や水が使用される。また、海洋温度差発電（ＯＴＥＣ）では、この低温熱源として海底の低温海水が使用される。
　一方、高温熱源（温度レベルＴＷ）としては、たとえば各種の産業用プラントから排出される高温及び高圧の流体、船舶や車両用の動力源等から排出される排ガス等の流体、地熱発電や海洋温度差発電等の熱源流体がある。高温熱源の温度レベルＴＷが数十度から２００℃程度である場合、熱媒体としては、臨界温度が概ね１００℃～２００℃のフロンや代替フロン、次世代フロン、有機媒体が利用され、それ以上の高温になる場合は水が使用される。
　図８のＴ－Ｓ線図には、上述した熱媒体の飽和線が示されている。
　図示のサイクルで得られるタービン１５の出力は、発電機１９を駆動する発電用の動力として使用される。すなわち、温度レベルＴＷの高温熱源及び温度レベルＴＣの低温熱源と熱交換して循環する熱媒体は、タービン１５にて膨張（エキスパンジョン）して発電機１９を駆動する仕事をし、この仕事が電力として利用されることとなる。
　従って、中低温の高温熱源及び低温熱源が与えられた時、図示のバイナリーサイクルを利用して最大の電力を発生させるように工夫がなされており、その主要パラメータとなるのは、熱媒体の蒸発圧力Ｐ１及び凝縮圧力Ｐ２である。このような蒸発圧力Ｐ１及び凝縮圧力Ｐ２の圧力設定を適切に選定することは、工業上一般的に行われていることである。
　また、半径方向の流速成分を主要成分としてタービンホイールに流入する旋回流体が用いられ、流れの旋回エネルギーを回転動力に変換してエネルギーを放出した流れが軸方向に吐出されるラジアルタービンにおいては、タービン内部にて流体の圧力を複数の流路に分割し、流路毎にタービン動翼入口が形成されるとともに、タービン動翼の入口半径が異なるように構成されている。（特許文献１～３を参照）
特開昭６３－３０２１３４号公報 特表２００８－５０３６８５号公報 実開昭６１－２０２６０１号公報
　ところで、上述した排熱、余剰熱及び地熱等の高温熱源は、一般に温度レベルＴＷが数十℃～数百℃程度と低い。従って、たとえば海水、河川水または大気等のように、温度レベルＴＣが数℃～数十℃程度の低温熱源を使用し、この低温熱源との間で熱媒体を利用した熱サイクル（バイナリーサイクル）を構成する場合には、高温熱源と低温熱源との温度差が小さいため、良好な効率を得ることは困難になる。
　具体的に説明すると、熱エネルギーを軸動力に変換して発電するバイナリー発電を行う場合には、高温熱源と低温熱源との温度差が小さいため、発電効率が低いという問題を有している。すなわち、たとえば排熱や地熱のように、熱源自体は利用されずに排出されるため燃料コストが不要であるにもかかわらず、このような低温の熱源を高温熱源としたバイナリー発電は、設備投資に対してコストメリットが低いという欠点がある。
　このような背景から、バイナリー発電システムの発電出力を増して高効率化すること、及び発電装置を低コスト化することが求められている。
　本発明は、上記の課題を解決するためになされたもので、その目的とするところは、ランキンサイクルを用いたバイナリー発電システム等の高効率化及び低コスト化を可能にする複圧式ラジアルタービンシステムを提供することにある。すなわち、本発明は、熱媒体の蒸発温度を複数設定してタービンから高出力を得るランキンサイクル、そして、このランキンサイクルを簡易な構造で実現可能な複圧式ラジアルタービンシステムを提供するものである。
　本発明は、上記の課題を解決するため、下記の手段を採用した。
　本発明に係る複圧式ラジアルタービンシステムは、吸入した液相熱媒体を各々異なる圧力に昇圧させる複数台のポンプと、該ポンプから各々送出された液相熱媒体を第１の熱源から吸熱して気化させる複数台の蒸発器と、該蒸発器から各々供給された圧力及び温度の異なる気相熱媒体を膨張させて出力を得る１台の複圧式ラジアルタービンと、該複圧式ラジアルタービンで膨張した気相熱媒体を前記第１の熱源より低温となる第２の熱源に放熱して凝縮させる凝縮器とを備え、熱媒体が気液の状態変化を繰り返して循環するサイクル回路を形成したものである。
　このような複圧式ラジアルタービンシステムによれば、第１の熱源（１つの高温熱源）から熱を放出する過程を複数段階に分けて、複数の蒸発器で液相熱媒体に熱を放出する複圧式のランキンサイクルを形成することができ、単圧のランキンサイクルサイクルにおける高温熱源の出口温度と比較して、さらに低温まで温度を変化させることが可能になる。従って、複圧式のランキンサイクルは、単圧サイクルと比較して、高温熱源が有する熱エネルギーをより多くランキンサイクルに与えることができる。
　上記の発明において、前記第１の熱源の流路は、複数台設けられている前記蒸発器を直列に接続して、前記ポンプから送出される液相媒体の高圧側から低圧側に流すことが好ましく、これにより、第１の熱源が保有する熱を有効利用することができる。
　上記の発明において、前記複圧式ラジアルタービンがケーシング内で回転する１つのタービンホイールを備え、該タービンホイールは、気相媒体を半径方向から異なる圧力で導入する複圧式ラジアルタービンまたは斜流タービンであり、複数のタービン入口と、膨張した気相媒体を軸方向に吐出する１つのタービン出口とを備えていることが好ましい。
　この場合、前記タービン入口は、複数の気相媒体導入入口圧力が前記タービン出口へ向けて順次低くなるように配置されているものでもよいし、あるいは、複数の気相媒体導入入口圧力が前記タービン出口へ向けて順次高くなるように配置されているものでもよい。
　上記の発明において、前記複圧式ラジアルタービンが発電機を駆動して発電するように構成すれば、ランキンサイクルを用いたバイナリー発電システムを高効率化及び低コスト化した複圧式ラジアルタービン発電システムとなる。
　上述した本発明によれば、熱媒体の蒸発温度を複数設定したサイクル、そして、このサイクルを簡易な構造で実現可能となる複圧式ラジアルタービンシステムを提供することができる。このような複圧式ラジアルタービンシステムは、バイナリー発電システムの高効率化及び低コスト化を可能にするという顕著な効果が得られる。
本発明に係る複圧式ラジアルタービンシステムの一実施形態として、２圧式バイナリーサイクル発電システムの構成例を示すブロック図である。 図１に示した２圧式バイナリーサイクル発電システムに係るＴ－Ｓ線図である。 ２圧式バイナリーサイクル発電システムについて、単位高温熱源流量当たりの出力を単圧式と比較して示す図である。 ２圧式バイナリーサイクル発電システムについて、高温熱源出口温度を単圧式と比較して示す図である。 複圧式ラジアルタービンの第１構成例として、１動翼２圧式ラジアルタービンの要部（子午面形状）構成例を示す断面図である。 複圧式ラジアルタービンの第２構成例として、１動翼２圧式ラジアルタービンの要部（子午面形状）構成例を示す断面図である。 バイナリーサイクル発電システムの従来例を示すブロック図である。 図７に示したバイナリーサイクル発電システムに係る熱媒体のＴ－Ｓ線図である。
　以下、本発明に係る複圧式ラジアルタービンシステムの一実施形態を図面に基づいて説明する。
　図１は、複圧式ラジアルタービンシステムの一例として２圧式バイナリーサイクル発電システム（以下、「２圧式バイナリー発電」と呼ぶ）の構成例を示すブロック図、図２は、２圧式バイナリー発電のＴ－Ｓ線図である。図示の２圧式バイナリー発電Ｂｂは、熱媒体が異なる２種類の圧力及び温度で循環し、液体及び気体の状態変化を繰り返すように構成されたランキンサイクルのサイクル回路Ｃを備えている。
　サイクル回路Ｃは、液体の熱媒体（液相媒体）を昇圧する高圧ポンプ２１Ｈ及び低圧ポンプ２１Ｌと、高温熱源（第１の熱源）から熱を受け取って熱媒体を気体（気相媒体）にする高圧蒸発器２３Ｈ及び低圧蒸発器２３Ｌと、圧力及び温度が異なる２種類の高圧・高温気相媒体を膨張させて熱エネルギーを回転動力に変換する複圧式ラジアルタービン２５と、複圧式ラジアルタービン２５で膨張してエネルギーを放出した低温の熱媒体（気相媒体または気液２相媒体）を低温熱源（第２の熱源）に放熱して再度液体に凝縮させる凝縮器２７とを備え、各機器間が配管により接続された閉回路に構成されている。
　複圧式ラジアルタービン２５の出力軸には発電機２９が接続されており、従って、複圧式ラジアルタービン２５の出力は発電機２９を駆動する発電用の動力として使用される。
　凝縮器２７で凝縮した液相媒体は、高圧ポンプ２１Ｈ及び低圧ポンプ２１Ｌに導入されて各々異なる圧力まで昇圧される。この場合、高圧ポンプ２１Ｈは、導入した液相媒体を高圧ＢＨに昇圧して高圧蒸発器２３Ｈへ送出し、低圧ポンプ２１Ｌは、導入した液相媒体を低圧ＢＬに昇圧して低圧蒸発器２３Ｌへ送出する。
　高圧蒸発器２３Ｈは、高圧ポンプ２１Ｈから圧送されてきた高圧ＢＨの液相媒体と、高温熱源から供給されてきた熱源温度ＴＷ１の高温熱源流体との熱交換により、吸熱側の液相媒体を蒸発（気化）させて圧力ＰＨ、温度ＴＨの高圧気相媒体とする。
　低圧蒸発器２３Ｌは、低圧ポンプ２１Ｌから圧送されてきた低圧ＢＬの液相媒体と、高圧蒸発器２３Ｈから供給されてきた熱源温度ＴＷ２の高温熱源流体との熱交換により、吸熱側の液相媒体を蒸発（気化）させて圧力ＰＬ、温度ＴＬの低圧気相媒体とする。すなわち、高温熱源から供給される高温熱源流体の流路は、高温蒸発器２３Ｈと低温蒸発器２３Ｌとが直列に接続されており、低圧蒸発器２３Ｌでは、高温蒸発器２３Ｈにおける熱交換で熱源温度がＴＷ１からＴＷ２に低下した高温熱源流体を導入して熱交換に使用する。
　高圧蒸発器２３Ｈから供給される高圧気相媒体及び低圧蒸発器２３Ｌから供給される低圧気相媒体は、複圧式ラジアルタービン２５内で膨張してエネルギーを放出する。複圧式ラジアルタービン２５では、高圧気相媒体及び低圧気相媒体から放出されたエネルギーがタービンを回転駆動させて回転動力に変換される。なお、２圧式バイナリー発電Ｂｂにおいて、複圧式ラジアルタービン２５の回転動力は、発電機２９を駆動して発電する駆動力となる。
　この複圧式ラジアルタービン２５は、高圧気相媒体を膨張させてエネルギーを回転動力に変換させる高圧タービンと、低圧気相媒体を膨張させてエネルギーを回転動力に変換させる低圧タービンとを一体化した構成の２圧式ラジアルタービンで構成されるエキスパンジョンタービンである。
　複圧式ラジアルタービン２５内で膨張して仕事をした高圧気相媒体及び低圧気相媒体は、いずれも温度及び圧力が低下した気相媒体となり、タービン内部で合流してタービン出口から凝縮器２７へ導かれる。
　凝縮器２７に導入された気相媒体は、低温熱源との熱交換により吸熱されるので、凝縮して液相媒体となる。この液相媒体は、高圧ポンプ２１Ｈ及び低圧ポンプ２１Ｌに導入されて各々異なる圧力まで昇圧され、以下同様の状態変化を繰り返しながらサイクル回路Ｃを循環する。
　このような２圧式バイナリー発電Ｂｂでは、たとえば第１種のフロンまたは代替フロン、次世代フロン、有機媒体等の熱媒体が使用可能である。
　一方、熱源流体を加熱する側の高温熱源（第１の熱源）には、たとえばプラント等の排熱、余剰熱及び地熱等から供給され、温度レベルＴＷ１で略一定の比熱を有する熱源流体が使用される。
　また、凝縮器２７で熱を吸収する側の温度レベルＴＣの低温熱源（第２の熱源）には、たとえば大気、河川水、海水等のように、大気温度の空気や常温の水等が使用される。
　なお、海洋温度差発電においては、高温熱源として海洋表層の温水を使用し、低温熱源として深海の冷水を使用する。
　ここで、複圧式ラジアルタービン２５の構成例として、２つの気相媒体導入圧力がタービン出口へ向けて順次低くなるように配置されている第１構成例を図５に基づいて説明する。
　図示の複圧式ラジアルタービン２５は、高圧タービン２５Ｈを構成する高圧タービン入口２５１と、低圧タービン２５Ｌを構成する低圧タービン入口２５３とを有し、１つの回転軸２５５に設けられた１つのラジアルタービンホイール２５７で構成される。このラジアルタービンホイール２５７は、ケーシング内に回転可能に支持されている。
　なお、ラジアルタービンホイール２５７としては、ラジアルタービンホイールまたは斜流タービンホイールのいずれであってもよい。
　ラジアルタービンホイール２５７は、２つのタービンホイール入口、すなわち高圧タービンホイール入口２５９及び低圧タービンホイール入口２６１と、１つのタービン出口２６３とを有している。
　高圧タービンホイール入口２５９は、半径Ｒ１に設けられている。また、低圧タービンホイール入口２６１は、ラジアルタービンホイール２５７内の流路を構成するタービン翼のシュラウドの一部から流れが流入できるように、高圧タービンホイール入口半径Ｒ１の半径より小さい半径Ｒ２（Ｒ１＞Ｒ２）に設けられている。
　高圧タービンホイール入口２５９の半径方向外周には、高圧タービン入口２５１の流れに対してタービンホイール回転方向に旋回速度を与える高圧ノズル２６５が設けられている。同様に、低圧タービンホイール入口２６１の半径方向外周には、低圧タービン入口２５３の流れに対してタービンホイール回転方向に旋回速度を与える低圧ノズル２６７が設けられている。
　すなわち、高圧タービン２５Ｈでは、高圧タービン入口２５１から流入した高圧気相媒体が、高圧ノズル２６５を通過することにより旋回速度を増し、高圧タービンホイール入口２５９からラジアルタービンホイール２５７のタービン翼に向けて流出し、低圧タービン２５Ｌでは、低圧タービン入口２５３から流入した低圧気相媒体が、低圧ノズル２６７を通過することにより旋回速度を増し、低圧タービンホイール入口２６１からラジアルタービンホイール２５７のタービン翼に向けて流出する。
　ラジアルタービンホイール２５７に噴射された高圧気相熱媒体及び低圧気相媒体は、タービン内部において高圧タービン入口から流入した熱媒体流量と低圧タービン入口から流入した熱媒体流量とが合流した後、ラジアルタービンホイール２５７の出口から流出してタービン出口２６３に流れ込む。このようにして複圧式ラジアルタービン２５を通過した高圧気相熱媒体及び低圧気相媒体は、タービン内部で膨張することにより、ラジアルタービンホイール２５７を回転させて仕事をする。
　そして、タービン出口２６３の下流には、熱媒体の熱を低温熱源に放出（放熱）して凝縮させる熱交換器の機能を有する凝縮器２７が配置されている。
　凝縮器２７の下流には、液化した熱媒体を第１の熱交に供給する圧力まで昇圧する高圧ポンプ２１Ｈと、熱媒体を第２の熱交に供給する圧力まで昇圧する低圧ポンプ２１Ｌとを有している。
　上述した構成の２圧式バイナリー発電Ｂｂは、２つの受熱過程と１つのラジアルタービンホイール２５７で２つの圧力を有する熱媒体を膨張させ、熱エネルギーを回転動力に変換する複圧式ラジアルタービン２５を備えており、ランキンサイクルが構成されることにより、複圧式ラジアルタービン２５から出力された回転動力は発電機２９の回転動力源等に利用される。しかし、複圧式ラジアルタービン２５の出力は、発電機２９の回転動力源等に限定されることはない。
　図２は、上述した２圧式バイナリー発電ＢｂのＴ－Ｓ線図である。このＴ－Ｓ線図において、サイクル回路Ｃを循環する熱媒体は、高圧サイクル及び低圧サイクルよりなる２圧式のランキンサイクルを流れる。
　一方の高圧サイクルでは、液相媒体が高圧ポンプ２１Ｈで高圧ＢＨまで昇圧され、高温熱源が温度ＴＷ１から温度ＴＷ２に低下する際の放熱によって加熱される。この結果、液相媒体は、高圧熱媒体の飽和温度ＴＨまで昇温され、一定温度ＴＨで蒸発して気相媒体の蒸気になる。この気相媒体は、高圧ＰＨ及び高温ＴＨの蒸気となって高圧タービン２５Ｈに流入し、凝縮圧力であるタービン出口圧力Ｐｄまで膨張し、その際に気相媒体の保有するエネルギーが回転動力に変換される。
　また、低圧サイクルでは、液相媒体が低圧ポンプ２１Ｌで低圧ＢＬまで昇圧され、高圧媒体を加熱した後の高温熱源が温度ＴＷ２から温度ＴＷ３に低下する際の放熱によって加熱される。この結果、液相媒体は、低圧熱媒体の飽和温度ＴＬまで昇温され、一定温度ＴＬで蒸発して気相媒体の蒸気になる。この気相媒体は、低圧ＰＬ及び低温ＴＬの蒸気となって低圧タービン２５Ｌに流入し、凝縮圧力であるタービン出口圧力Ｐｄまで膨張し、その際に気相媒体の保有するエネルギーが回転動力に変換される。
　このような２つのサイクルを構成する高圧タービン２５Ｈと低圧タービン２５Ｌには、１台の複圧式ラジアルタービン２５が使用されているので、それぞれの出力は１つのラジアルタービンホイール２５７によって回転動力に変換され、１つの回転軸２５５に出力される。
　図３は、２圧式バイナリーサイクル発電システムのタービン出力値について、単位高温熱源流量当たりの出力値（Ｌ／Ｇ）を高圧タービン入口圧力ＰＨ（横軸）に対して示したものである。なお、図中には、単圧式バイナリーサイクル発電システムの値についても、一点鎖線で併記されている。
　図３によれば、２圧式バイナリーサイクルの出力値（Ｌ／Ｇ）は、単圧式バイナリーサイクルと互いの最高値を比較した場合、１割～２割程度高いことを示している。この出力値（Ｌ／Ｇ）が最高になる圧力で２圧式バイナリー発電Ｂｂを設計することになるため、ある温度及び流量の高温熱源がある場合には、２圧式サイクルを採用することで単圧式サイクルに比べて１割～２割程度出力を増すことが可能になる。
　図４は、２圧式バイナリーサイクル発電システムの高温熱源について、出口温度ＴＷ３を高圧タービン入口圧力（横軸）に対して示したものである。なお、図中には、単圧式バイナリーサイクル発電システムの値についても、一点鎖線で併記されている。
　図４によれば、２圧式バイナリーサイクルの場合、図２に示す高温熱源出口温度ＴＷ３を低くすることができるので、高温熱源の放出熱量を大きく設定可能であることが分かる。タービン出力は、高温熱源の出入口における温度差の値に、熱源流量と、熱媒体のランキンサイクルのサイクル効率を掛け合わせたものであり、従って、これを単位熱源流量当たりの値にしたものが図３である。
　このように、１つの高温熱源から熱を放出する過程を２段階に分けて、高温の領域を高圧蒸発器２３Ｈで高圧熱媒体に熱を放出し、低温の領域を低圧蒸発器２３Ｌで低圧熱媒体に熱を放出する２圧式のランキンサイクルを採用することにより、単圧サイクルにおける高温熱源の出口温度と比較して、さらに低温まで温度を変化させることができる。すなわち、上述した２圧式のランキンサイクルは、単圧サイクルと比較して、高温熱源が有する熱エネルギーをより多くランキンサイクルに与えることができる。
　また、複圧式ラジアルタービン２５は、上述した２圧式のランキンサイクルにおいて、高圧気相媒体及び低圧気相媒体を１つのタービンホイールで膨張させ、１つの回転軸に回転エネルギーを出力できる。そして、複圧式ラジアルタービン２５での膨張により仕事をした高圧気相媒体及び低圧気相媒体は互いに合流するので、タービン出口２６３では、気相の熱媒体（蒸気）を１つの出口から下流の凝縮器２７に導くことができる。
　このように、２圧式バイナリーサイクルは、従来の単圧サイクルと比較して、１つの高温熱源で入口／出口の温度差を大きくして放出熱力を増すことができるので、熱源の単位流量当たりの回転エネルギーに変換できる割合を１割から２割程度大きくすることが可能になる。従って、２圧式バイナリーサイクルは、高温熱源の温度や流量が同じであれば、従来の単圧サイクルと比較して１割から２割程度多くの回転動力や電力を取り出すことができる。
　また、２圧式バイナリーサイクルを従来のタービンで構成する場合には、高圧タービン及び低圧タービンタービンが必要となり、２つのタービン及び２つのタービン出口が不可欠である。しかし、複圧式ラジアルタービン２５を採用した２圧サイクルは、１つの回転軸２５５に設けられた１つのラジアルタービンホイール２５７で２つの圧力を持つ熱媒体から回転動力を取り出すことができるので、１つの回転軸２５５及びラジアルタービンホイール２５７と１つのタービン出口２６３とにより構成できるため、簡単なシステム構造が可能となる。
　ところで、上述した複圧式ラジアルタービン２５は、以下図６に基づいて説明する第２構成例の構造を採用してもよい。この第２構成例は、２つの気相媒体導入圧力がタービン出口へ向けて順次高くなるように配置されたものである。
　図示の複圧式ラジアルタービン４５は、高圧タービン４５Ｈを構成する高圧タービン入口４５１と、低圧タービン４５Ｌを構成する低圧タービン入口４５３とを有し、１つの回転軸４５５に設けられた１つのタービンホイール４５７で構成される。なお、ラジアルタービンホイール４５７としては、ラジアルタービンホイールまたは斜流タービンホイールのいずれであってもよい。
　この複圧式ラジアルタービン４５は、高圧タービン４５Ｈがタービン出口側（下流側）に配設されている構成が上述した複圧式ラジアルタービン２５と異なっており、図中の符号４５９が高圧タービンホイール入口、４６１が低圧タービンホイール入口、４６３がタービン出口、４６５が高圧ノズル、４６７が低圧ノズルである。
　この場合、低圧タービンホイール入口４６１は、高圧タービンホイール４５７Ｈの背板部を貫通する流路を経由して、高圧タービンホイール４５７Ｈの背板４６９をはさんでタービン出口４６３と反対側に設けられている。また、低圧タービンホイール入口４６１の半径Ｒ２は、高圧タービンホイール入口４５９の半径Ｒ１より小さい値（Ｒ２＜Ｒ１）に設定されている。
　このような複圧式ラジアルタービン４５でも、高圧タービン入口４５１から流入した高圧気相媒体の流量と、低圧タービン入口４５３から流入した低圧気相媒体の流量とが合流した後、ラジアルタービンホイール４５７のタービン出口４６３から流出し、下流に設置された凝縮器２７に導かれて熱媒体の熱を低温熱源に放出する。
　従って、複圧式ラジアルタービン４５を採用した構成のバイナリー発電においても、１つの高温熱源から熱を放出する過程を２段階に分けて、高温の領域を高圧蒸発器２３Ｈで高圧熱媒体に熱を放出し、低温の領域を低圧蒸発器２３Ｌで低圧熱媒体に熱を放出する２圧式のランキンサイクルを採用することにより、単圧サイクルにおける高温熱源の出口温度と比較して、さらに低温まで温度を変化させることができる。すなわち、上述した２圧式のランキンサイクルは、単圧サイクルと比較して、高温熱源が有する熱エネルギーをより多くランキンサイクルに与えることができる。
　また、複圧式ラジアルタービン４５は、上述した２圧式のランキンサイクルにおいて、高圧気相媒体及び低圧気相媒体を１つのタービンホイールで膨張させ、１つの回転軸に回転エネルギーを出力でき、しかも、複圧式ラジアルタービン４５での膨張により仕事をした高圧気相媒体及び低圧気相媒体は互いに合流するので、タービンホイール出口４６３では、気相の熱媒体（蒸気）を１つの出口から下流の凝縮器２７に導くことができる。
　従って、複圧式ラジアルタービン４５を用いた２圧式バイナリーサイクルは、従来の単圧サイクルと比較して、高温熱源の温度や流量が同じであれば多くの回転動力や電力を取り出すことができる。
　また、複圧式ラジアルタービン４５を採用した２圧式のランキンサイクルは、１つの回転軸４５５に設けられた１つのラジアルタービンホイール４５７で２つの圧力を持つ熱媒体から回転動力を取り出すことができるので、１つの回転軸４５５及びラジアルタービンホイール４５７と１つのタービン出口４６３とにより構成できるため、簡単なシステム構造が可能となる。
　このような複圧式ラジアルタービン発電システムは、各種産業用プラントから高温、高圧の流体で排出される排出エネルギーの動力回収、船舶や車両用の動力源等の熱サイクルを経由して動力を得るシステムの排熱回収、そして、地熱・海洋温度差発電（ＯＴＥＣ）等の中低温熱源を利用するバイナリーサイクル発電の動力回収等において、これらの有する中低温・高温、高圧の流体からエネルギーを回転動力に変換する発電システムに適用可能である。
　また、上述した実施形態では、サイクル回路Ｃにおいて、熱媒体が異なる２種類の圧力及び温度で循環して液体及び気体の状態変化を繰り返すものとしたが、熱媒体が異なる複数（２種類以上）の温度や圧力で循環するように構成されてもよい。
　このように、上述した本実施形態の複圧式ラジアルタービン発電システムによれば、熱媒体の蒸発温度を複数（２以上）設定したバイナリーサイクルを容易な構造で実現可能になり、この結果、バイナリー発電システムの高効率化及び低コスト化を実現することができる。
　なお、本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、たとえば複圧式ラジアルタービンの出力を発電機以外の駆動に使用するなど、その要旨を逸脱しない範囲内において適宜変更することができる。
２１Ｈ　　高圧ポンプ
２１Ｌ　　低圧ポンプ
２３Ｈ　　高圧蒸発器
２３Ｌ　　低圧蒸発器
２５，４５　　複圧式ラジアルタービン
２５Ｈ，４５Ｈ　　高圧タービン
２５Ｌ，４５Ｌ　　低圧タービン
２７　　凝縮器
２９　　発電機
２５１，４５１　　高圧タービン入口
２５３，４５３　　低圧タービン入口
２５５，４５５　　回転軸
２５７，４５７　　ラジアルタービンホイール
２５９，４５９　　高圧タービンホイール入口
２６１，４６１　　低圧タービンホイール入口
２６３，４６３　　タービン出口（タービンホイール出口）
２６５，４６５　　高圧ノズル
２６７，４６７　　低圧ノズル
Ｂｂ　　２圧式バイナリーサイクル発電システム（２圧式バイナリー発電）
Ｃ　　サイクル回路

Claims (6)

  1. 　吸入した液相熱媒体を各々異なる圧力に昇圧させる複数台のポンプと、該ポンプから各々送出された液相熱媒体を第１の熱源から吸熱して気化させる複数台の蒸発器と、該蒸発器から各々供給された圧力及び温度の異なる気相熱媒体を膨張させて出力を得る１台の複圧式ラジアルタービンと、該複圧式ラジアルタービンで膨張した気相熱媒体を前記第１の熱源より低温となる第２の熱源に放熱して凝縮させる凝縮器とを備え、熱媒体が気液の状態変化を繰り返して循環するサイクル回路を形成した複圧式ラジアルタービンシステム。
  2. 　前記第１の熱源の流路は、複数台設けられている前記蒸発器を直列に接続して、前記ポンプから送出される液相媒体の高圧側から低圧側に流す請求項１に記載の複圧式ラジアルタービンシステム。
  3. 　前記複圧式ラジアルタービンがケーシング内で回転する１つのタービンホイールを備え、該タービンホイールは、気相媒体を半径方向から異なる圧力で導入する複圧式ラジアルタービンまたは斜流タービンであり、複数のタービン入口と、膨張した気相媒体を軸方向に吐出する１つのタービン出口とを備えている請求項１または２に記載の複圧式ラジアルタービンシステム。
  4. 　前記タービン入口は、複数の気相媒体導入圧力が前記タービン出口へ向けて順次低くなるように配置されている請求項３に記載の複圧式ラジアルタービンシステム。
  5. 　前記タービン入口は、複数の気相媒体導入圧力が前記タービン出口へ向けて順次高くなるように配置されている請求項３に記載の複圧式ラジアルタービンシステム。
  6. 　前記複圧式ラジアルタービンが発電機を駆動して発電する請求項１から５のいずれか１項に記載の複圧式ラジアルタービンシステム。
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