(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の圧縮機、燃焼器及び第１のタービンを有するガスタービン装置と、
前記ガスタービン装置の排ガス後方に取付けられ、前記第１のタービンからの常圧又は常圧に近い圧力の高温の排ガスが流入されて負圧で排出する第２のタ−ビンと、前記第２のタービンからの排ガスが流入され熱交換をして排ガスの温度を下げる冷却器と、前記冷却器からの排ガスが流入されて入口が負圧で作動される第２の圧縮機と、前記第２の圧縮機からの排ガスが流入され熱交換する中間冷却部を有する動力発生装置と
を備え、
前記動力発生装置の前記中間冷却部は、
前記第２の圧縮機の排ガスが流入され熱交換してガスの温度を下げる中間熱交換器と、前記中間熱交換器からの排ガスが流入される中間圧縮機とを有する中間冷却器を、ひとつ又は複数有し、
さらに、
前記動力発生装置の前記第２のタービン、前記第２の圧縮機及び前記中間冷却部の軸に結合された発電機
を備え、
前記動力発生装置は、液体天然ガスが供給され、前記冷却器及び前記中間冷却部による冷却過程が行われて気化天然ガスを出力し、前記動力発生装置が前記発電機により電気を発生するとともに、該気化天然ガスの一部を前記ガスタービン装置に流入させることを特徴とする熱機関。
【請求項２】
前記ガスタービン装置と前記動力発生装置の回転軸が、連結され又は同一の軸が用いられ、同時に作動するようにした請求項１に記載の熱機関。
【請求項３】
前記ガスタービン装置と前記動力発生装置の回転軸は独立に設けられるようにした請求項１に記載の熱機関。
【請求項４】
前記動力発生装置を複数備え、前記ガスタービン装置と複数の前記動力発生装置とを連動するディフューザをさらに備えた請求項１乃至３のいずれかに記載の熱機関。
【請求項５】
前記動力発生装置が、複合サイクル方式における蒸気タービンの代わりに前記ガスタービン装置の後方に取付けられたことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の熱機関。
【請求項６】
前記動力発生装置が、再生サイクル方式における前記ガスタービン装置の再生器として作動することを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の熱機関。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、熱機関に係り、特に、動力発生装置をガスタービン装置の排ガス後方に取付け、あたかも鏡面を対称面にガスタービン装置の圧縮機／燃焼器／タービンと動力発生装置のタービン／冷却器／圧縮機とが順列を逆にして同時に作動することを特徴とする熱機関に関する。
また、本発明は、ごみ処理などで発生される高温で、大気圧に近い状態のガスを有効利用できる用にした熱機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、ガスタービン装置は、元来航空用として使われてきたが、近年車両または産業用にも広く応用されており、これらの効率向上及び構造の簡素化が求められている。
産業用ガスタービン装置の熱効率向上には、主として２つの方式がある。ひとつは、ガスタービン装置の排熱に水を通して蒸気を作り蒸気タ−ビンをまわし出力を増やす「複合サイクル（コンバインドサイクル）」である。他のひとつは、排熱の熱量をガスタービン装置の圧縮機の出口に戻し燃焼器入口の空気温度をあげ投入燃料を減らす「再生サイクル」である。複合サイクルは、発電所など大型ガスタービン装置に、また、再生サイクルは、中・小型ガスタービン装置に、主に使われている。
【０００３】
また、近年、大量に利用され始めた天然ガスは、極低温の液体の状態で搬入されるので、燃料にするためには気化しなければならない。現在、海水を利用してこのような気化を行っているが、海水の温度が数度下がるので、生態系への影響を配慮して温めて海に戻している。その際、海水の温度と液体ガスの温度差である約１８０度を利用して、冷熱発電も併せて行われることもある。
また、ゴミ処理などで発生される排ガスは、高温であるが圧力が高くないので、水を通して温水にするか、ボイラーを介して蒸気にする等の利用法がとられていた。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上述のような、複合サイクル方式、即ち、発電所などで広く使われているガスタービン装置と蒸気タービンの併用による方式は、熱効率を上昇させる有効な方式として世界的に定着している。しかしながら、複合サイクル方式は、蒸気をつくりタービンをまわすため、莫大な費用と、ボイラーを含む大型の設備を必要とする。さらに、蒸気をつくるボイラーの金属表面の温度制約から、必ずしもガスタービン装置を最適圧力で作動させることができるとは限らない。
【０００５】
一方、中・小型ガスタービン装置の効率向上に使われる再生サイクル方式では、高温排ガスの熱源を利用するに際し、高温に耐える熱交換器を必要とし、かつ、熱交換する温度差が少ないので高い熱交換温度効率を期待できない。さらに、ガスタービン装置側の圧縮比が高くなるシステムにおいては、もはや再生サイクル方式では熱交換がむずかしい。
【０００６】
さらに、本発明は、天然ガス製造にも適用できる。従来の気化天然ガス製造技術においては、海水と液体ガスの１８０度程度の温度差を利用してフロンを用いたランキンサイクルで発電する冷熱発電も試みられた。しかしながら、従来の技術は、発電効率が数パーセントと低く、また、フロンを作動媒体に使うことなどから、この方式は衰退しつつある。
【０００７】
また、ゴミ処理場などの煙突や焼却炉から出るガスは、大気またはそれに近い状態で排出される。特にゴミ処理においてはダイオキシンを生成させないため、最近では、ガス温度は従来より高められ９００度Ｃ程度になっている。よってこの排ガスにはますます多くの熱エネルギーが含まれている。
本発明は、上述した方式の欠点をなくしてガスタービン装置の効率向上を図ることを目的とする。また、本発明は、天然ガス製造と発電を同時に一層高効率で行うことを目的とする。
【０００８】
本発明は、製作法などが確立している既存の構成要素を主に利用し、各構成要素を新しく組み合わせることにより、熱効率を増加させた熱機関を提供するとともに、地球規模での炭酸ガス削減効果等に寄与することを目的とする。
また、本発明は、ゴミ処理などで発生される排熱エネルギー（特に、高温で比較的低圧のガス）を従来の方式よりもより有効に利用することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明の熱機関によると、常圧またはそれに近い圧力の高温ガスをガスタービン装置に流入させ、ガスタービン装置のタービン出口後に、熱交換してガスの温度を下げ、中間冷却した圧縮機に流入させる動力発生装置を取付け、あたかも鏡面を対称面にガスタービン装置の圧縮機／燃焼器／タービンと、動力発生装置のタービン／冷却器／圧縮機とが、順列を逆にして同時に作動するようにしたことを主な特徴とする。本発明の動力発生装置は、通常のガスタービン装置が圧縮、加熱、膨張の過程をたどるのに対して膨張、冷却、圧縮の逆の過程をもつ鏡の面に写した２つのサイクルで作動する熱機関である。
【００１０】
また、本発明を、大型の蒸気タービンをもつ複合サイクルに代わって用いたり、あるいは一般の産業用および車両用などの中・小型ガスタービン装置の再生サイクルに代わって利用することができる。さらに、本発明における冷却を液体天然ガス製造に適用すれば、ガス製造と発電を同時に行なうことができる。
【００１１】
本発明の第１の解決手段によると、
第１の圧縮機、燃焼器及び第１のタービンを有するガスタービン装置と、
前記ガスタービン装置の排ガス後方に取付けられ、前記第１のタービンからの常圧又は常圧に近い圧力の高温の排ガスが流入される第２のタ−ビンと、前記第２のタービンからの排ガスが流入され熱交換をして排ガスの温度を下げる冷却器と、前記冷却器からの排ガスが流入される第２の圧縮機と、前記第２の圧縮機からの排ガスが流入され熱交換する中間冷却部を有する動力発生装置を備えた熱機関を提供する。
【００１２】
また、本発明において、
前記動力発生装置の前記中間冷却部は、
前記第２の圧縮機の排ガスが流入され熱交換してガスの温度を下げる中間冷却器と、前記中間冷却器からの排ガスが流入される中間圧縮機とを有する中間冷却器を、ひとつ又は複数備えることを特徴とする。
本発明の第２の解決手段によると、
高温の第１の排ガスにより、流入された気体を常圧又は常圧に近い圧力の高温の第２の排ガスとする熱交換器と、
前記熱交換器からの排ガスが流入されるタ−ビンと、
前記タービンからの排ガスが流入され、熱交換をして排ガスの温度を下げる冷却器と、
前記冷却器からの排ガスが流入され、入口が負圧で作動される圧縮機と、
前記圧縮機からの排ガスが流入され熱交換する中間冷却部と
を備えた熱機関を提供する。
【００１３】
【発明の実施の形態】
（１）第１の実施の形態
図１に、本発明に係る熱機関の第１の実施の形態の構成図を示す。この熱機関は、ガスタービン装置１００及び動力発生装置１５０を備える。ガスタービン装置１００と動力発生装置１５０は、軸１２０によって直結されている。この軸１２０には発電機などの負荷を、接続することができる。ガスタービン装置１００は、圧縮機Ｃ１０１、燃焼器Ｂ１０２とタービンＴ１０３を備える。動力発生装置１５０は、タービンＴ１０４、圧縮機Ｃ１０９〜１１２及び熱交換器Ｈｘ１０５〜１０８を備える。圧縮機Ｃ１０９〜１１２及び熱交換器Ｈｘ１０５〜１０８の組み合わせの段数は、図１では４段のものが記載されているが、基本的には２段以上あればよく、適宜の段数を備えることができる。図中、圧縮機Ｃ１１０〜１１１及び熱交換器Ｈｘ１０６〜１０８が、中間冷却部１５１としての作用を有する。また、図１では、動力発生装置１５０をガスタービン装置１００に取り付けるとき、両者の軸同士は直結しているが、必ずしもこの軸は直結している必要はなく、別々に独立していてもよいものである。
【００１４】
タービンＴ１０３及び１０４は、流体エネルギーを軸動力に変換するもので、その結果としてタービン翼を通過すると流体の温度と圧力が降下する。圧縮機Ｃ１０９〜１１２は、タービンＴ１０４の出力する軸動力を使って流体にエネルギーを与えるもので、圧縮機翼を通過すると流体の圧力と温度が上昇する。熱交換器Ｈｘ１０５〜１０８は、例えば温度差のある二つの流体を金属面などで仕切り、熱伝導を利用して二つの流体を混ぜ合わせることなく高い温度の熱エネルギーを低い温度の流体に与えるものである。燃焼器Ｂ１０２は、燃料を燃やして圧縮機Ｃ１０１からの空気を加熱するものである。
【００１５】
次に、この熱機関の動作を説明する。図中の数字１〜１２は、本発明におけるガスの作動状態を表している。空気等のガスが、ガスタービン装置１００の圧縮機Ｃ１０１に入ると（状態１）、燃焼器Ｂ１０２によって高温ガスになり（状態３）、タービンＴ１０３に向かう。状態３の空気が入るタービンＴ１０３の後方にもう一つのタービンＴ１０４がおかれ、最初の熱交換器Ｈｘ１０５に入り（状態４）、圧縮機Ｃ１０９に供給される（状態５）。その後、中間冷却部１５１の熱交換器Ｈｘ１０６、圧縮機Ｃ１１０、熱交換器Ｈｘ１０７、圧縮機Ｃ１１１、熱交換器Ｈｘ１０８を経て（状態６−１１）、圧縮機Ｃ１１２から排出される（状態１２）。図１に示される動力発生装置１５０内の動力発生用タービンＴ１０４は、ガスタービン装置１００内のタービンＴ１０３と同じ外径で描かれているが、実際には、軸流速度が過大にならないよう、例えば１．４ないし１．７程度外径を大きく設計することができる。
【００１６】
図２に、ガスの作動状態を示す温度Ｔ・エントロピ−Ｓ線図を示す。図２は、図１における流体の流れ及びガスの熱力学的状態の変化を説明している。図中の数字は、図１の各状態に対応している。図において、Ｐａは大気圧、Ｔａは大気温度または環境温度である。図１、２を比べてみると状態４では大気圧Ｐａ以下になっており、熱交換器Ｈｘ１０５を通って、環境温度Ｔａである状態５に戻される。ここで、ガスは圧縮され、状態６〜１１で熱交換器Ｈｘ１０６〜１０８によって環境温度Ｔａに下げることを４回繰り返し、状態１２で大気放出される。
【００１７】
（２）第２の実施の形態
次に、図３に、本発明に係る熱機関の第２の実施の形態の構成図を示す。
図３は、図１における熱機関の動力発生装置が複数ある場合の実施の形態の構成図である。この熱機関は、ガスタービン装置２００、複数個の動力発生装置２５０及び２５１、ディフューザ２０６及び２０７を備える。ガスタービン装置２００、動力発生装置２５０及び２５１の構成は、図１と同様に構成される。ディフューザ２０６及び２０７は、このガスタービン装置２００とそれぞれの動力発生装置２５０及び２５１をつなぐものである。ディフューザ２０６及び２０７は、流路面積を徐々に拡大させ、なかの流体速度を減少させる働きをする。
【００１８】
この図３では、動力発生装置２５０及び２５１が２系統で構成されている場合を説明しているが、適宜の数を備えることができる。このような動力発生装置２５０及び２５１が複数となる場合は、ガスタービン装置２００と動力発生装置２５０及び２５１をつなぐディフューザ２０６及び２０７の数は動力発生装置の数に応じて増えるものとなる。さらには、図３のような大型ガスタービン装置２００では、動力発生装置を複数個備えることにより、その動力発生発生装置の中のタービンと圧縮機の外径増加を最小限にすることもできる。
【００１９】
（３）動力発生装置の実験例
本発明はガスタービン装置と動力発生装置を組み合わせたものであるが、動力発生装置だけをとりだした基礎実験例を以下に説明する。この実験により、本発明が、工学的に成立することを確かめることができる。
【００２０】
図４に、本発明に係る動力発生装置の原理説明図を示す。
図４の動力発生装置は、一例として、遠心タービンＴ３２、遠心圧縮機Ｃ３４、水冷熱交換器３３、電動機付き圧縮機ＭＣ３５を備えている。遠心タービンＴ３２は、一例として外径３０ｍｍのものを用いて実験を行った。この電動機付き圧縮機ＭＣ３５は空力的スターターとなるものである。一般には、タービンと圧縮機の軸に加工して機械的スターターをつけ、さらに発電機をとりつけるのが常套手段であるが、費用を考慮して図のような形態とした。
【００２１】
次に、この動力発生装置の動作を説明する。都市ガスと空気の予混合ガスをスワールつき燃焼器３１に送り、着火して高温ガスを作りだし、電動機付き圧縮機ＭＣ３５で吸引しておいて序々に回転を上げる。回転数は、遠心圧縮機３４の翼に組み込んだ磁石の磁力線を利用して計測し、タービン入口温度と電動機付き圧縮機ＭＣ３５の吸引力で制御する。十分高い回転数（例えば、毎分２５万回転程度）になったとき、電動機付き圧縮機ＭＣ３５と遠心圧縮機Ｃ３４の間の管路につけた弁３６を序々に開け、遠心圧縮機Ｃ３４の出口を大気開放に近づけつつ、電動機付き圧縮機ＭＣ３５を完全停止にする。このとき遠心タービンＴ３２の回転数は急激に低下するが、ある程度回転が落ちた状態で遠心圧縮機Ｃ３４の出口が負から大気状態になる。ここで、遠心タービンＴ３２の出力と遠心圧縮機Ｃ３４の必要馬力がバランスをとれていれば、動力発生装置は、自立運転に入ることができる。さらに燃料の投入量を減らしてタービン入口温度を下げると、より低い回転数での自立運転を実現することができる。実験例では、本システムが自立するための最低温度は９７５Ｋであることが望ましいものであった。最低温度は、この温度以下にすると回転数が一定に維持できなくなるような温度であり、システム構成により適宜の最低温度を決めることができる。
【００２２】
図５に、図４の動力発生装置におけるタービン入口温度と自立運転回転数の特性図を示す。図からタービン入口温度が上昇すると回転数も上がることがわかる。
【００２３】
図６に、図４の動力発生装置における自立運転時の比出力とタービン入口温度の特性図を示す。図からタービン入口温度が上昇すると比出力が上がることがわかる。
【００２４】
図７に、図４の動力発生装置におけるタービン入口温度と断熱効率の特性図を示す。図７は、実験で使用したタービンＴ３２のタービン入口温度と圧縮機Ｃ３４の断熱効率の関係を示したものである。
【００２５】
なお、上述の実験例ではタービンＴ３２の入口は、大気圧より少し高い３０ｍｍＨｇ程度に保持すると燃焼することができた。また、燃焼させないときのタービンＴ３２の入口に同じ３０ｍｍＨｇの気圧をかけてみると、タービンＴ３２は少し仕事をし、出口圧は３ｍｍＨｇとなる。この圧力が圧縮機Ｃ３４にほぼそのままかかり、圧縮機Ｃ３４もタービンのように機能し、毎分１万回で回転した。
【００２６】
図８に、本発明に係る動力発生装置の別の原理説明図を示す。図８の動力発生装置は、タービンＴ３２と圧縮機Ｃ３４が直結したものになっている。タービンＴ３２の排ガスは、熱交換器３３を経て圧縮機Ｃ３４へ流入する。これによって、タービンＴ３２に連結している圧縮機Ｃ３４は動力吸収の役目だけをしていることになる。前述の実験例と同じように、都市ガスと空気との予混合燃焼器からの高温ガスをタービンＴ３２に入れた。
【００２７】
図９に、図８の動力発生装置における出力確認のための温度・エントロピ線図を示す。図中の状態を表す数字は、図８の参照数字に対応する。出力は、状態の変化の温度差に関連する。図９では、タービンＴ３２の出力が１８９４Ｗ（ワツト）であり（状態１−２）、圧縮機Ｃ３４の必要馬力１４３４Ｗを上回っているので（状態５−６）、もし電動機付き圧縮機ＭＣ３５とタービンＴ３２が直結していれば動力発生する。また、図９においては、圧縮機の効率を７０％としているが、この圧縮機は、一例として外径１２０ｍｍの遠心送風機を４つ重ねたものであり、この断熱効率は別の計測で確認している。
【００２８】
本実験では、費用の点で本発明の動力発生装置の圧縮機部の効率を上げるために冷却していないが、タービン出口が大気圧以下の高温ガスで作動して軸馬力を取り出せることを初めて実証した。
【００２９】
（４）複合サイクル方式の比較検討
つぎに、発明した熱機関の作動特性を熱力学的計算により求め、従来技術により到達できる性能との比較検討を行う。まず、複合サイクル方式について従来技術との比較検討及び熱力学的計算について説明する。
【００３０】
図１０に、従来の複合サイクル方式の構成図を示す。この従来の複合サイクル方式は、ガスタービン装置４０とランキンサイクル４１を有する。ガスタービン装置４０は、圧縮機Ｃ、燃焼器Ｂ及びタービンＴを備える。ランキンサイクル４１は、ボイラー４３、ポンプ４４、蒸気タービンＴ４５及び復水器４６を備える。ガスタービン装置４０は、発電機４２に、また、ランキンサイクル４１は、発電機４７に直結されている。
【００３１】
本発明の複合サイクル方式への適用では、図１０におけるボイラー４３、ポンプ４４、復水器４６および蒸気タービン４５を有するランキンサイクル４１の部分を、上述のような動力発生装置に置き換えるものである。
【００３２】
図１１に、本発明及び従来の熱機関の熱効率の特性図を示す。図中の実線は、本発明における動力発生装置を３段冷却し、ガスタービン装置のタービン入口温度を変化させたときの熱効率を図示している。ここでは、一例として熱交換器の温度効率を９５％、すべての圧縮機とタービンの断熱効率を９０％とした。一方、近年の納入実績のある複合サイクル方式では、タービン入口温度は１３００℃であることが常識化しているが、このタービン入口温度は１４００℃を超えて１５００℃とすることもできる。わが国で公表されている従来のデータを、比較のために星印で示した。これら星印のデータは、図１０で示した従来技術の複合サイクル方式から得られたものである。これらは、いずれもガスタービン装置の圧縮機とタービンの断熱効率は９０％またはそれ以上と公表されている。
【００３３】
図示のように、従来技術での熱効率に関する実績を、本発明を適用すれば、数％上回ることができる。なお、この比較計算には動力発生装置の最適圧力比を少し下回る圧力比１０を用いている。この場合、軸流速度をガスタービン装置側と同一にして、かつ、動力発生装置のタービンと圧縮機の外径をガスタービン装置のそれと同一にするとしたら、動力発生装置を例えば、１０個設ける必要がある。そこで、例えば、３段冷却のままで圧力比を４にまで下げ最適値からさらにずらして再計算すると、図１１の実線で表した熱効率が１％程度降下するぐらいとなる。この場合、例えば、動力発生装置側のターボ機械、即ちタービンＴと圧縮機Ｃの外径を２倍ぐらいにするか、あるいは図３のように動力発生装置を複数設ける形態にすれば、外径を４割程度ふやすぐらいですむ。ただし、外径の増加は最大限の一例を述べたのであって、詳細設計すればもっと増加をおさえられる可能性もある。
【００３４】
また、３段中間冷却を採用したのはそれ以上冷却してもあまり効果が少ないことを計算で確認しているためである。なお、熱効率の算出はガスタービン装置側のタービン入口温度と動力発生装置の圧力比を定めてから、ガスタービン装置側の圧力比を順次変化させ、システム全体としての熱効率最高点を求めた。
【００３５】
図１２に、本発明及び従来の熱機関の炭酸ガス排出係数の特性図を示す。図１２は、図１１での熱効率に対応する炭酸ガス排出係数を図示したものである。図中の実線は、本発明における炭酸ガス排出係数を図示している。これは、一例として理想的な熱機関であるカルノーサイクルの炭酸ガス発生量を１.０としたものであり、燃料消費率の比とも解釈できる。一方、星印は従来技術での実績を示す。図示のように、本発明により炭酸ガス排出量を数パーセント削減することができる。
【００３６】
（５）再生サイクル方式の比較検討
つぎに、再生サイクル方式について従来技術の比較検討及び熱力学的計算を行った。
図１３に、従来技術による再生サイクル方式の構成図を示す。この再生サイクル方式はガスタービン装置５０、発電機５１及び熱交換器５２を備える。ガスタービン装置５０は、圧縮機Ｃ、燃焼器Ｂ及びタービンＴを有する。従来の再生サイクル方式では高温排ガスの熱エネルギーを圧縮機のあとの空気にもどし、燃料消費量を節約する。即ち、燃焼器Ｂへの流入ガスを高温にし、燃料を少なくすることで効率を上げるものである。本発明は、この熱エネルギーの形で排熱を回収するのに対して、動力の形でそれを行う点が大きく違う。本発明は、動力発生装置により馬力を発生させることで、効率を上げようとするものである。そして、図１３の再生サイクル方式の代わりに、本発明の動力発生装置をガスタービン装置の再生器として作動させることができる。
【００３７】
図１４に、本発明に係るガスタービン装置の比出力と熱効率の特性図を示す。図中の実線は比出力Ｗ、破線は熱効率ηthを表している。図１４は、一例として熱交換器の温度効率を９５％とおき、かつ、動力発生装置を最適圧力比にしたとき、ガスタービン装置側の圧力比によって本発明の熱機関の熱効率、比出力がどのように変化するかを図示している。また、最近のガスタービン装置は、空冷化技術の進歩と相まって、１４００℃すなわち１６７３Ｋ（ケルビン）または、それ以上がタービン入口温度として可能になりつつある。そこで、計算は１６７３Ｋとし、圧縮機、タービンの断熱効率をそれぞれ８０、８５％とした。
【００３８】
図１５に、本発明に係る熱交換器温度とガスタービン装置の圧力比の特性図を示す。図１５は、図１４に対応する熱交換器入口温度を示したものである。なお、動力発生装置のターボ機械の断熱効率は、ガスタービン装置のそれぞれと同じとした。図１４からわかるように、本発明の熱機関の熱効率最大４５％は圧力比１５近くで得られるが、図１５で読み取れるようにこの圧力比１５では、熱交換器入口温度が７２５Ｋ程度にとどまっている。この温度ならば通常の安価な金属の熱交換器で十分対応でき、かつ、環境温度近くまでの高い温度差が利用できるので、９５％程度の高い温度効率が保てる。ただし、この場合、１段冷却を採用しており、動力発生装置は最適圧力比５で計算したものである。３段冷却にすると、さらに１％の効率向上が望めるが、最適圧力比が８になり、動力発生装置の外径が大きくなる。
【００３９】
図１６に、従来技術の再生サイクル方式のガスタービン装置の比出力と熱効率の特性図を示す。図中の実線は比出力Ｗを、点線は熱効率ηrxを図示している。また、図１７に、従来技術の再生サイクル方式の熱交換器入口温度とガスタービン装置の圧力比の特性図を示す。計算条件を上述の本発明での場合と同じにして従来の再生サイクル方式で求めた結果を、これら図１６と図１７に図示した。
【００４０】
図１６からわかるように、圧力比１０で最大効率３８％になる。図１７よりこの圧力比１０の値では、熱交換器入口温度が１０００Ｋになり、現時点の技術ではこのような高温の熱交換では、温度効率５０％程度が考えられる。なぜなら、高価な耐熱材料は熱伝導率が悪く、かつ、従来の方式では圧縮機出口までの少ない温度差しか利用できないからである。この結果計算例では、熱効率を従来の３８％から４５％に本発明により高めることができる。以上の比較においては、動力発生装置の圧力比を４にして最適値５からずらし、タービンと圧縮機の外径の増加を２倍程度でおさえると、熱効率は１％程度下がる。
【００４１】
これまでの記述は、タービンなどの外径をおさえることであったが、ガスタービン装置が小型のときは動力発生装置の径を大きくでき、逆に要素の断熱効率がスケール効果も加わり、ガスタービン装置のそれより増加することができる。すなわち、今までの計算はガスタービン装置と動力発生装置の要素効率の値を一律にしていたが、小型ガスタービン装置では動力発生装置のターボ機械の径を大きくすることにより、最適圧力により近づけて、かつ、スケール効果もあり、全体として高い熱効率を得る本発明の特質を一層強く奏することができる。
【００４２】
（６）第３の実施の形態
図１８に、本発明に係る熱機関の第３の実施の形態の構成図を示す。この熱機関は、気化天然ガス製造に適用したもので、ガスタービン装置３００、動力発生装置３５０、発電機３１３、３１６、ポンプ３１４、ＬＮＧタンク３１５及び直接膨張タービン３１７を備える。ガスタービン装置３００は、圧縮機３０１、燃焼器３０２及びタービン３０３を備えている。動力発生装置３５０は、タービン３０４、圧縮機３０９〜３１２及び熱交換器３０５〜３０８を備えている。圧縮機３１２は、発電機３１３に直結している。なお、ガスタービン装置３００と動力発生装置３５０の軸は、別個に独立のものとしてもよい。また、熱交換器３０５とつながっている直接膨張タービン３１７は、発電機３１６と直結している。図からわかるように、ガスタービン装置３００及び動力発生装置３５０は、図１の構成図と同様の概念を用いている。ここでは、動力発生装置３５０の圧縮機部の冷却を液化天然ガス（通称ＬＮＧ）で行い、ガスタービン装置３００の排熱で気化と発電の両方を行う。なお、必要に応じて発電の構成の位置を変更したり、省略することもできる。ガスタービン装置３００の燃料は、液化したガスの一部でまかなう。また、本システムでは、十分な排ガス熱源が存在するのでＬＮＧの直接膨張も利用することができる。
【００４３】
図１９に、本発明に係る直接膨張タービンの膨張過程の温度／エントロピ線図を示す。図１９中の数字１〜４は、それぞれ図１８に対応するガスの状態番号に対応している。一般に、ＬＮＧは１気圧で搬入される。この状態を図中には状態１として表している。これをポンプで例えば、６０気圧程度に加圧して（状態２）、加熱してから（状態３）、直接膨張タービンにいれる。このとき、ほぼ環境温度Ｔａに戻れるようにＬＮＧの量を設定する。なお、通常、液化天然ガスは２０気圧（ａｔｍ）程度のガス圧でユーザーに送られる。
【００４４】
図２０に、従来方式にガスタービン装置６０を付加した本発明に関連する構成図を示す。一般の冷熱発電方式は、海水とＬＮＧの温度差約１８０度を利用しランキンサイクルでフレオンを熱媒体として行われている。現在可動しているものは、ガスタービン装置は使用していないが、本発明と比較するため同じ量の燃料を使うガスタービン装置を仮に図中に挿入した。この方式は、ガスタービン装置６０、ランキンサイクル６１、発電機６２、６３、６５、復水器６４、直接膨張タービン６６、ポンプ６７及びＬＮＧタンク６８から構成される。海水を用いるこのような方式でも、図２０に示したように、直接膨張タービン６６を併用しているが、熱源が海水なのでタービン通過後の状態４に海水をかけて熱交換器６４を利用して環境温度に戻さねばならない。よって、図１８に示したような本発明は、この点でも有利である。なお、ポンプに必要な電気量は全体の発電量に比べれば極めて小さくここでは考慮しない。
【００４５】
次に、国内の代表的な電力、ガス会社Ａ，Ｂ，Ｃが公表している冷熱発電出力、製造される気化天然ガス量および方式を示す。
【００４６】
0003727503.tif 000002
【００４７】
そこで、これらのデータから本発明に係るものと送出ガス量およびガスタービン装置燃料流量を同一にして比較計算した。従来システムに追加した仮想のガスタービン装置は、タービン入口温度１５００℃、最適圧力比４０、熱効率４９％で現時点で望み得る最高効率とする。このように仮定するのは、本発明ではガスタービン装置を基本としているからである。
【００４８】
図２１に、本発明と公表されている３社のデータとの発電量の比較説明図を示す。また、図２２に、本発明と公表されている３社のデータとの総合熱効率の比較説明図を示す。
【００４９】
これらの図は、本発明を利用した熱機関としての発電量および総合熱効率を、従来の方式と比較して示したものである。また、圧縮機とタービンの断熱効率は、一例としてすべて８５％とした。同じ規模の発電量のとき、送出する天然ガス量が同一ならば、本発明では、ランキンサイクルを用いる従来方式に比べて約１７％多く発電できる。これを熱効率からみれば１０％高いことになる。ＬＮＧ利用の立場からみれば、低温で貯蔵されているエネルギーをより多く活用できることになる。なお、以上の比較には、従来方式のとき温度の下がった海水を温めて海に戻すに必要なエネルギーは含まれていない。この場合も、動力発生装置の圧力比を１０としているが、４に落としたほうがより現実的な場合もあり、複合サイクルで述べたように１％程度熱効率を図２２に示した星印の点よりさがる。
【００５０】
次に、図２３に、本発明と公表されている３社との総合熱効率の比較説明図を示す。動力発生装置の圧力比を２にして上記の計算を行い効率の低下幅を調べたのが図２３である。このときは動力発生装置の圧縮機入口速度等をガスタービン装置のそれよりも少し増加させるなど設計上配慮すれば、ターボ機械の径をほとんど増やす必要がない。動力発生装置の圧力比の高いときに比べて、やや総合熱効率が低下するものの、本発明の優位性は維持されている。
【００５１】
（７）第４の実施の形態
図２４に、本発明に係る熱機関の第４の実施の形態の構成図を示す。この熱機関は、ごみ処理等による排ガスを有効利用するためのもので、動力発生装置４５０、発電機４１１、熱交換器４０１を備える。動力発生装置４５０は、タービン４０６、圧縮機４０７〜４１０及び熱交換器４０２〜４０５を備えている。タービン４０６は、発電機４１１に直結している。熱交換器４０１は、ごみ処理場４００等の排ガスが放出される煙突部分等に配置され、高温で比較的低圧力の排ガスにより、空気・大気・外気等を熱変換する。動力発生装置４５０は、図１の構成図と同様の概念を用いている。ここでは、動力発生装置４５０の圧縮機部の冷却を冷却水で行い、温水を得ることができる。省略することもできる。ガスタービン装置３００の燃料は、液化したガスの一部でまかなう。また、本システムでは、十分な排ガス熱源が存在するのでＬＮＧの直接膨張も利用することができる。
【００５２】
圧縮機４０７等の作用により熱交換器４０１に大気等より新鮮な常温の空気が流入し排ガスにより温められ高温になりタービン４０６に流入する。この作動空気はガスタービン４０６で膨張したのち熱交換器４０２で冷やされて大気より低い状態すなわち負圧で圧縮機４０７に吸入される。圧縮された空気は再び熱交換器４０３により環境温度近くにまで冷やされ圧縮機４０８にはいる。この作用が複数回繰り返され最後に圧縮機４１０から作動空気は大気に常温に近い状態で放出される。タービン４０６の出力する仕事が圧縮機４０７〜４１０の必要仕事を上回われば発電機４１１に電気が発生する。
【００５３】
図２５は、第４の実施の形態の熱機関の比仕事と圧力比の関係を示す特性図である。図２６は、第４の実施の形態の熱機関の熱効率と圧力比の関係を示す特性図である。これらの図は、それぞれ、作動空気単位ｋｇあたりの取り出せる仕事すなわち比仕事と、熱機関の熱効率を、圧縮機全体の圧力比に対してグラフ化したものである。ここで比仕事とは、もし発電機をつければ電気にかわる有効仕事である。熱効率とは排熱エネルギーを何パーセント、比仕事として回収できたかを示している。煙突等に設置する熱交換器４０１は、ガスとガスの熱交換なので熱交換効率はあまり良好ではなく、煙突の構造にも支配されるので、計算では0.9,0.8,0.7の３種類について検討した。しかし、その後に設置する熱交換器４０１、４０２、４０３、４０４、４０５などは水とガスの熱交換なので温度効率は良好で0.95 とした。タービンと圧縮機の断熱効率は８０％と仮定した。図より条件の悪いときでも熱効率１０％以上が期待できる。
【００５４】
【発明の効果】
以上のように、複合サイクル方式（ガスタービン装置からの排熱を水を介して蒸気に変換し蒸気タービンをまわしブレイトンとランキンの両サイクルを併用する方式）を、本発明のようにすると、莫大な費用と高温の蒸気を作る設備を必要とする蒸気タービンが不要となる。通常のガスタービン装置を正（ポジチブ）と考えると、動力発生装置は負（ネガチブ）である。したがってポジチブとネガチブの二つのガスタービン装置を連結すればよく、サイクル的にはブレイトンと逆ブレイトンの二つのサイクルで作動していることになり、従来のランキンサイクルでは望めなかった高い温度の温水が副産物として得られ、給湯や暖房に利用することができる。本発明をコゼネーレシオンシステムとして用いると、発電効率が高いため熱電比を低くおさえることができ、従来民生用システムの普及に障害であった熱電比のミスマッチ問題を解決出来る手段になり得る。そして、本発明は、従来方式より環境に対する負荷が小さい。
【００５５】
また、本発明では熱交換器が、従来のボイラー設備に置き代えることができ、占有容積はさほどかわらないが、費用の点で内容に大差がある。即ち、本発明の熱交換器は、高温ガスの通る大きな径のパイプに多数の細い水管をならべておけばよく、温水の温度範囲も１００℃から環境温度までであり、低価な材料が使える。これに反して、従来のボイラー設備は、６００℃程度の蒸気をつくりださねばならず、費用やメンテナンスの点で高価になる。
【００５６】
再生サイクル方式（比較的小型のガスタービン装置等において、タービンの排熱を圧縮機出口に戻す方式）では、本発明を適用すると、熱交換器に流入するガス温度が低くなり、より低価な材料が使える。一方、本発明によると、従来方式に比べて熱交換する温度範囲が、環境温度レベルまで拡大したことにより、高い変換効率が期待できる。従来では、出力を変えずに燃料消費量を再生によりおさえるのに対して、本発明では燃料消費量は変えずに出力増加で効率を高めるので、出力をもとのままにしておくならばその分、機械の小型化を達成することができる。本発明では、作動流体の流れ方向をほとんど変更することなく、熱交換できるので、構造に無理が生じず流体損失も少ない。また、本発明では、熱交換に水が使用できる環境であれば副産物として温水が得られる。ガスタービン装置の圧力比が高くなると、従来方式を使うことはできないが、本発明では圧力比になんら制限がない。また、本発明では、動力発生装置のタービンなどの径が大きくなる傾向にあるが、小型ガスタービン装置に適用するときは逆にこの特質を生かせる。すなわち最適圧力に近づけて、よって動力発生装置のタービンと圧縮機の外径をできるだけ大きくすればスケール効果により、小型ガスタービン装置より高い要素効率が使え、結果として全体の熱効率向上を図れる。
【００５７】
また、本発明の熱機関気化天然ガス製造を利用すれば、従来のように海水を必要とせず、従来より１０％程度以上高い熱効率で発電とガス気化が同時におこなえる。同じ規模の発電量のとき、送出ガス量が同一ならば従来より約１７％多く発電でき、液化天然ガスに蓄えられた低温エネルギをより多く活用できる。さらに従来方式では、生態系保護のため、使用した海水の温度をもとに戻す余分なエネルギが必要であるが、本発明では海水を使用しないので、そのようなエネルギは必要ない。
【００５８】
また、本発明により、ごみ処理場等の排ガスから電気などに変換できる高級な形で排熱エネルギーが回収でき、副産物として温水を得ることができる。さらに、ごみ処理場等からの排ガスの温度は、９００度Ｃから１００度Ｃ近くまで低下し、環境汚染を緩和することができる。
【００５９】
また、本発明の製作については、すでに確立された現在のガスタービン装置技術をそのまま動力発生装置に利用できる。動力発生装置の圧縮機は０．２５気圧程度の低い圧力下で作動するが、この領域は航空エンジンで既に経験されておりレイノルズ数を配慮して空力設計する必要がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る熱機関の第１の実施の形態の構成図。
【図２】ガスの作動状態を示す温度Ｔ・エントロピ−Ｓ線図。
【図３】動本発明に係る熱機関の第２の実施の形態の構成図。
【図４】本発明に係る動力発生装置の原理説明図。
【図５】図４の動力発生装置におけるタービン入口温度と自立運転回転数の特性図。
【図６】図４の動力発生装置における自立運転時の比出力とタービン入口温度と特性図。
【図７】図４の動力発生装置におけるタービン入口温度と断熱効率の特性図。
【図８】本発明に係る動力発生装置の別の原理説明図。
【図９】図８の動力発生装置における出力確認のための温度・エントロピ線図。
【図１０】従来の複合サイクル方式の構成図。
【図１１】本発明及び従来の熱機関の熱効率の特性図。
【図１２】本発明及び従来の熱機関の炭酸ガス排出係数の特性図。
【図１３】従来技術による再生サイクル方式の構成図。
【図１４】本発明に係るガスタービン装置の比出力と熱効率の特性図。
【図１５】図１４に対応する熱交換器入口温度とガスタービン装置圧力比の関係。
【図１６】従来技術の再生サイクル方式のガスタービン装置の比出力と熱効率の特性図。
【図１７】従来技術の再生サイクル方式の熱交換器入口温度とガスタービン装置の圧力比の特性図。
【図１８】本発明に係る熱機関の第３の実施の形態の構成図。
【図１９】直本発明に係る直接膨張タービンの膨張過程の温度／エントロピ線図。
【図２０】従来方式にガスタービン装置６０を付加した本発明に関連する構成図。
【図２１】本発明と公表されている３社のデータとの発電量の比較説明図。
【図２２】本発明と公表されている３社のデータとの総合熱効率の比較説明図。
【図２３】本発明と公表されている３社との総合熱効率の比較説明図。
【図２４】本発明に係る熱機関の第４の実施の形態の構成図。
【図２５】第４の実施の形態の熱機関の比仕事と圧力比の関係を示す特性図。
【図２６】第４の実施の形態の熱機関の熱効率と圧力比の関係を示す特性図。
【符号の説明】
１００  ガスタービン装置
１０１  圧縮機Ｃ
１０２  燃焼器Ｂ
１０３、１０４  タービンＴ
１０５〜１０８  熱交換器Ｈｘ
１０９〜１１２  圧縮機Ｃ
１２０  軸
１５０  動力発生装置
１５１  中間冷却部
４００  ごみ処理場
４０１  熱交換器
４５０  動力発生装置
【図１】
0003727503.tif 000003
【図２】
0003727503.tif 000004
【図３】
0003727503.tif 000005
【図４】
0003727503.tif 000006
【図５】
0003727503.tif 000007
【図６】
0003727503.tif 000008
【図７】
0003727503.tif 000009
【図８】
0003727503.tif 000010
【図９】
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【図１０】
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【図１１】
0003727503.tif 000013
【図１２】
0003727503.tif 000014
【図１３】
0003727503.tif 000015
【図１４】
0003727503.tif 000016
【図１５】
0003727503.tif 000017
【図１６】
0003727503.tif 000018
【図１７】
0003727503.tif 000019
【図１８】
0003727503.tif 000020
【図１９】
0003727503.tif 000021
【図２０】
0003727503.tif 000022
【図２１】
0003727503.tif 000023
【図２２】
0003727503.tif 000024
【図２３】
0003727503.tif 000025
【図２４】
0003727503.tif 000026
【図２５】
0003727503.tif 000027
【図２６】
0003727503.tif 000028