(57)【要約】【課題】圧力損失が低く、伝熱量大なる熱交換器およびこれを用いたガスタービン発電機を提供する。【解決手段】熱交換器１は、円筒状の胴部２６の外周面に伝熱面２と複数枚配置し、両端部に流体の導入口２１，２４を備え、外筒２７を胴部２６と同心に組み付けることで、伝熱面２２と胴部２６，外筒２７で流路を構成する。伝熱面２２は熱交換器の両端から流入する各々の流体の流入角度に併せた角度をもつ。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
加熱側高温流体の導入口と、被加熱側低温流体の導入口と、熱交換体の内部で加熱側高温流体と被加熱側低温流体を隔てながら熱伝導により伝熱を行う伝熱面と、を有する熱交換器において、加熱側高温流体および被加熱側低温流体導入口に位置する伝熱面が各々の流体の流入角度に合致した角度を持って配置され、熱交換器導入口における圧力損失を低減する熱交換器。
【請求項２】
前記伝熱面を有する熱交換器は、加熱側高温流体の導入口に位置する伝熱面端部が熱交換器の胴部の子午面に対して角度を有し、その角度が加熱側高温流体の流れ方向が子午面となす角度と等しく、さらに非加熱側低温流体の導入口に位置する伝熱面端部が熱交換器胴部子午面との間に角度を有し、その角度が被加熱側低温流体の流れ方向が子午面となす角度と等しいことで、伝熱面端部における流れの衝突を回避し、両端部における圧力損失を低減する、請求項１に記載の熱交換器。
【請求項３】
前記伝熱面は、加熱側高温流体導入口に位置する角度を有する端部と、非加熱側低温流体導入口に位置する角度を有する端部が、熱交換器の軸方向に滑らかな曲面で接続され、両端部を平面で接続した伝熱面に対して、伝熱面積の拡大が図れる、請求項１または２に記載の熱交換器。
【請求項４】
前記熱交換器は、その内周に該熱交換器を機構の一部として利用するガスタービン等の流体機械を内包し、流体機械の軸方向全長を短縮すると共に、最も高温となる流体機械を雰囲気に直接暴露しないことで、雰囲気への熱逃げによる流体機械の効率低下を軽減する、請求項３に記載の熱交換器。
【請求項５】
請求項１に記載の熱交換器を備えた、ガスタービン発電機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、熱交換器およびこれを用いたガスタービン発電機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、再生式マイクロガスタービン発電機に使用される熱交換器として、タービン排気流を加熱側、コンプレッサ吐出流を被加熱側とする対向流式熱交換器を用いる（特許文献１）熱交換器が提案されている。
【０００３】
このように、排熱を燃焼器入口前の作動流体に再生することによって、燃焼器前温度を上昇させ、燃焼器における燃料噴射量を低減することで、空力的および熱逃げなどの諸損失の影響が大型機に比べて大きく、効率の低下が著しいマイクロガスタービン機関において熱効率の改善を図ることができる。
【０００４】
ところで、定置形コージェネレーション用途など、寸法/質量の設計制限が緩やかな用途に用いられるマイクロガスタービンにおいては、空力部品の負荷（エンタルピ落差÷空力系の周速）を低めに設計することが可能である。
【０００５】
しかしながら、近年、各自動車会社およびマイクロガスタービン製造者が電気自動車およびハイブリッド自動車用として、製造、実験を行なっている移動体原動機用マイクロガスタービンにおいては、高熱効率のみならず、小型軽量な機関とする必要がある。
【０００６】
小型軽量化を達成するための一手段として、設計運転点において空力系が高負荷となるように設計することが挙げられる。これにより小型軽量かつ大出力な機関を得ることができる。
【０００７】
高負荷化に伴い問題となるものの一つに、タービン排気に強い旋回成分が発生することである。これにより、タービンディフューザにおけるディフューザ効率の低下、および再生熱交換器入口における圧力損失の増大等を引き起こすことがある。
【０００８】
特に、ウルトラマイクロガスタービンと一般に称される数百〜1千W級の超小型ガスタービンの開発が盛んであるが、これらにおいて使用される熱交換器は主として伝熱性能の向上に主眼が置かれており（特許文献２）、熱交換器入口における流れ方向についてはあまり考慮されていない。
【０００９】
旋回等、タービン排気流の流れを整える工夫については、ベントディフューザ部における損失防止（特許文献３）のために、ディフューザ曲がり部に仕切り板を設けたり、または、コンプレッサディフューザ吐出部におけるディスワーラベーン（非特許文献１）を設ける、などが有る。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１０】
【特許文献１】特開平９−５１０５２２号公報
【特許文献２】特開昭６０−１２０１９１号公報
【特許文献３】実開昭５７−５７２０６号公報
【非特許文献】
【００１１】
【非特許文献１】D. Japikse “Centrifugal Compressor Design and Performance“
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１２】
ところで、マイクロガスタービンおよびウルトラマイクロガスタービンのような小型ガスタービン機関においては、上述の通り大型ガスタービンと比較して熱効率が低くなる傾向がある。原因の一つとして、作動流体として一般に使用される空気の粘性が挙げられる。小型化に伴い空気の粘性の影響が大型機に比べて大きなものとなり、翼面における剥離等が発生しやすくなることによる。これは空気を作動流体として使用する場合、損失レベルの低減はある程度可能であるものの、本質的には不可避である。
【００１３】
加えて、小型ガスタービン機関においては、大型ガスタービン機関と比較して、その単位体積当たりの外表面積が大きくなるため、機関表面から雰囲気への熱逃げによる損失が比較的大きくなる。
【００１４】
そのため、マイクロおよびウルトラマイクロガスタービンにおいては、性能確保のために上記の諸損失を低減することが、効率の向上に大きく寄与することになる。
【００１５】
本発明は、このような事情に鑑み、諸損失を低減しつつ、積極的に伝熱性能向上および構造の小型化、簡略化を図ることができる熱交換器およびこの熱交換器を用いたガスタービン発電装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
前記目的を達成する為に、本発明は、端部に加熱側高温流体の導入口と、対向する端部に被加熱側低温流体の導入口と、加熱側流体と被加熱側流体を隔てながら伝熱を行なう伝熱面を有し、この伝熱面の加熱側流体入口端部が、設計運転点でタービンディフューザ出口において設計運転点にて有する子午面方向流れ角度αと等しい角度γ”を有する。一方、伝熱面の被加熱側低温流体端部は、熱交換器胴部法線に対し、コンプレッサディフューザベーンのスタガ角γ、またはベーンレスディフューザの場合は、流れの絶対速度成分が子午面に対して為す角度αに等しい角度γ’を有する。伝熱面は、加熱側端部角度γ”および被加熱側端部角度γ’を有する両端部を滑らかな曲線で接続された湾曲板形状を取る。このようにして成形された伝熱面を胴部の周上に複数枚配置することにより、環状形の熱交換器が形成される。
【００１７】
また、本発明は上記熱交換器の内周に流路と回転軸によって接続されたタービン，コンプレッサと、これらと流路によって接続される燃焼器を備え、作動流体を圧縮，加熱，膨張，排熱再生を連続して行なうことで駆動，発電を行なう再生式ガスタービン発電機を提供する。
【発明の効果】
【００１８】
本発明の構成によれば、熱交換器の加熱側流体入口，被加熱側流体入口共に、設計運転点において流入する流体の流入角度に併せた角度を有する前縁をもった伝熱面とすることで、前縁が流れに対して正対し、流れの伝熱面に対する衝突角度が最小となる。
【００１９】
したがって、本発明によれば、熱交換器に流体が流入する際の伝熱面端部との衝突圧力損失が極限化される。加えて、加熱側流体入口側端部と被加熱側流体入口側端部を滑らかな曲線をもって接続することにより、端部に角度を有しない単純平板伝熱面と比較して、伝熱面に沿った寸法が長くなり、軸方向長を延長せずに伝熱面積を増大させることが可能となる。
【００２０】
更に、本発明による熱交換器はその内周に熱交換器を作動サイクルの一部として利用するガスタービン機関を内包する。これにより、構成機器のうち最も高温となるタービン部と雰囲気の間にタービン部よりも低温の熱交換器を介在させることによって、機器と雰囲気間の温度落差を小さくし、熱逃げ損失を低減させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００２１】
【図１】本発明の一実施形態に係る熱交換器を示す部分断面図
【図２】図１に示す熱交換器を用いた再生式ガスタービン発電装置を示す概略構成図
【図３】図２に示す再生式ガスタービン発電装置の作動サイクルの模式図
【図４】（ａ）は低〜中程度の負荷で作動するタービンの吐出側速度三角形の図（ｂ）は高負荷タービンの吐出側速度三角形の図
【図５】コンプレッサインペラ吐出速度三角形およびディフューザ流れ方向の図
【図６】（ａ）は平板伝熱面の図（ｂ）は所定の角度で設置された伝熱面の図
【発明を実施するための形態】
【００２２】
以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。図１は、本発明の一実施形態に係る熱交換器１を示し、図２は熱交換器１を用いた再生式ガスタービン発電装置１０を示す。図３は再生式ガスタービン発電装置の作動サイクルを模式的に表す。図４はタービン翼車下流の流れの状態を示すものであり、図５はコンプレッサディフューザにおける流れの状態を示すものである。
【００２３】
再生式ガスタービン発電装置の作動を図２および図３を用いて説明する、再生式ガスタービン発電装置１０は、先ず、電動発電機１７を電動機として回転させ、回転軸１８により締結されたコンプレッサインペラ１２およびタービン１６を適当な回転数まで回転させる。この回転により、コンプレッサインペラ１２はその入口に負圧を生じさせ、空気をコンプレッサケーシング３１に接続されている空気取り入れ口１１に吸入してサイクルが開始される。吸入された空気はコンプレッサケーシング３１に内包されているコンプレッサインペラ１２にてコンプレッサインペラの接線方向の運動エネルギを与えられる。コンプレッサインペラから吐出された空気はコンプレッサディフューザ１３以降の流路および各要素における圧力損失が過大にならないように、コンプレッサディフューザ１３にて圧力回復が行なわれ、適当な流速になるまで減速する。コンプレッサディフューザ１３を通過した高圧空気は、再生熱交換器１に流入し、より高温であるタービン１６の排気と熱交換を行い、温度が上昇する。熱交換器１を通過した高温高圧空気は燃焼器１４において、燃料の燃焼により加熱され、高温高圧の燃焼ガスとなる。燃焼ガスはタービンノズル１５において膨張し、熱量と圧力を運動エネルギに転換しつつ、タービンケーシング２０に内包されているタービン１６に流入する。タービン１６において燃焼ガスは、その流入時の運動エネルギによる衝動と、タービン動翼内における膨張の反動でタービン１６にトルクを与えエネルギを発生させる。このタービン１６のエネルギにより回転軸１８により締結されたコンプレッサインペラ１２を駆動させ、更にそれを駆動した後の余剰エネルギにより電動発電機１７を駆動できるだけのエネルギが与えられた時点で電動発電機１７は電動機から発電機に切り替わり、発電を行なうことになる。これによりサイクルがガスタービンのサイクルが成立し、連続してサイクルの回転と発電が行なわれることになる。
【００２４】
タービン１６を通過した燃焼ガスはタービンの排気としてタービンディフューザ１９において流れ方向に沿って緩やかに圧力回復を行うことで、タービンディフューザ１９の出口に至るまでに適当な速度まで減速され、タービン１６直後の静圧を低く保つことでタービン１６の膨張比を確保するとともに、タービンディフューザ１９下流の流路および熱交換器１における圧力損失の発生を最低限に抑制する。タービンディフューザ１９を通過した排気は熱交換器１に流入し、熱交換器１の伝熱面を介して、対抗する向きに流れるコンプレッサディフューザ通過後の高圧空気と熱交換を行い、高圧空気を加熱したのち、再生熱交換器から大気へと吐出される。
【００２５】
図１に示すように、本発明による熱交換器は加熱側高温流体の導入口２１と、伝熱面２２により構成される加熱側流路２３と、被加熱側低温流体の導入口２４と、加熱側流路２３と伝熱面２２を隔てて構成される被加熱側流路２５と、伝熱面の下端を支持し、各流路の底面となる円筒形の胴部２６と、伝熱面の上端を支持し、各流路の天面となるケーシング２７と、を有する。尚、伝熱面の端部について、加熱側高温流体導入口２１に近接する端部を加熱側端部、被加熱側低温流体導入口２４に近接する端部を被過熱側端部と称することにする。
【００２６】
図２は、本発明による熱交換器をガスタービン発電装置に用いた場合の装置構造である。
【００２７】
環状の熱交換器１は，回転軸１８，燃焼器１４，タービンノズル１５，タービン１６，タービンディフューザ１９，タービンケーシング２０をその内周に格納する。このレイアウトにより、機械の全長を短縮することが出来る。電動発電機１７，コンプレッサケーシング３１，コンプレッサインペラ１２，コンプレッサディフューザ１３は、絶縁体の使用温度および圧縮動力上昇防止の観点から、熱交換器１には内包させないほうが好ましい。
【００２８】
ただし、熱交換器１とこれら部位が適切に断熱されている場合はこの限りではない。
【００２９】
タービンディフューザ１９と熱交換器の加熱側流体導入口２１はベントディフューザ３０によって接続される。これにより、タービンディフューザ１９を吐出した排気は流れ方向を１８０deg転向させ、熱交換器１に流入する。コンプレッサディフューザ吐出後の高圧空気は、コンプレッサディフューザ下流の流路によって、90deg転向され熱交換器１の被加熱側導入口へと流入する。
【００３０】
本発明による熱交換器１は主として図２に示す構造および図３に示すサイクルを有する再生式ガスタービン発電装置に用いることが好ましく、特に空力回転系が高負荷となる小型高出力形にとって好適である。
【００３１】
空力系が高負荷である場合、特にタービンから吐出される流れについて、負荷が軽い場合と較べて流れの角度に変化が現れる。
【００３２】
図４はタービン翼車下流の流れの状態を示すものである。図4(a)は、低〜中負荷設計タービンの吐出流れの速度成分を表した物であり、図４(b)は高負荷設計タービンの吐出流れの速度成分を表した物である。
【００３３】
図４（a），（b）共にＵ：タービン出口側周速度，Ｗ：吐出流相対速度，Ｃ：吐出流絶対速度，α：絶対速度流出角度，β：相対速度流出角度を表し、実際に静止系から観察される流出速度および角度はＣ：吐出流絶対速度とα：絶対速度流出角度である。図４(a)に示したとおり、低〜中負荷においては、タービン吐出流はα＝０deg，即ちタービンの回転軸と同軸に吐出される。この場合、タービン排気は基本的には旋回成分を持つことなく下流へと流れる。図４（ｂ）は高負荷タービンにおける吐出速度成分を表す。高負荷タービンの場合、図４（ｂ）のとおり絶対速度はタービン回転軸に対しα＝０degとはならず、ある角度を持つことになる。これは、ある寸法,回転数,効率のタービンが作動流体から引き出せるエネルギと同等以上のエネルギを有する作動流体がタービンに流入/流出することを表しており、高負荷設計タービンとしては回避が困難な現象であり、タービン吐出後の流体は、タービン回転軸に平行な流れとはならず、回転軸を中心軸とする旋回成分を持つ流れとなる。
【００３４】
他方、コンプレッサの吐出流れは図５に示す通りとなる。コンプレッサインペラにより、運動エネルギ（接線方向の速度成分）を与えられた作動流体はコンプレッサディフューザに流入し、前述の通りコンプレッサディフューザ下流における摩擦，衝突損失を低下すべくコンプレッサディフューザにおいて圧力回復を行い、その流速を適当な値にまで減速させる。この際、作動流体はコンプレッサインペラ吐出時の絶対速度C，流出角度αにてディフューザに流入することになり、ベーンレスディフューザの場合はαを略保持したまま、ベーンドディフューザの場合は、ベーンのスタガ角γにほぼ準じた角度で流出することになるため、コンプレッサ回転軸に沿った流れとはならず、旋回成分を有する流れとなる。このように、高負荷タービンの場合、およびコンプレッサ吐出流れにおいては、旋回成分を有する流れとなり、タービンにおいてはタービンディフューザにおけるディフューザ効率の低下を招き、タービンディフューザ内における壁面近傍流の剥離が発生するなどして圧力損失が発生し、タービン出力を低下させる恐れがある。さらに例えば特許文献２の熱交換器のように、タービン回転軸と平行した流路を有する熱交換器の場合、熱交換器流路入口において、流路前縁と流れ角度が相違する為、迎え角が発生し衝突による圧力損失が大きくなる。また、コンプレッサ側においても同様の事が言え、コンプレッサ吐出流れが旋回成分を有しているために、熱交換器の入り口においてタービン側と同様の理由により圧力損失が大きくなる。これら損失は、大型ガスタービンにおいては無視し得るほどの程度であるが、マイクロおよびウルトラマイクロガスタービンにおいては前述のとおり相対的に効率低下に対する寄与が大きくなるため、高効率化のために対策を要する物である。
【００３５】
本発明における熱交換器は、図1に示すように伝熱面２２が過熱側端部，被加熱側端部ともに角度を持って取り付けられている。図６に本発明の特徴を明確にする為、伝熱面を1要素分だけ抜き出した形で示す。図６（a）に胴部の軸に伝熱面を並行に配置したもの、図６(b)に本発明による胴部の軸に対して一定の角度を持たせて伝熱面を配置したものを示す。
【００３６】
図６の矢印Ｃ”はタービンディフューザ３０を経て熱交換器１に流入する、加熱側である排気の流れを表し、矢印Ｃ’はコンプレッサディフューザから熱交換器１に流入する非加熱側である高圧空気の流れを表す。尚、両者は伝熱面２により隔てられ、熱交換の過程において混ざり合うことはない。図６(a)のように、伝熱面２が熱交換器１の軸に平行に配置されている場合、流入する流れＣ，Ｃ”ともに伝熱面２の端部との角度γ’，γ”が大きくなる。これにより、伝熱面２に流れが衝突することになり過大な圧力損失を発生させる。これに対し、図６（ｂ）のように、伝熱面２の端部に加熱側はタービン１６の吐出流れ角度（α），非加熱側はコンプレッサディフューザ吐出流れ角度（α）に適合する角度γ”およびγ’を、付与し、両端部を滑らかに接続することで伝熱面２を成形することによって、熱交換器１に加熱側，非加熱側双方の流れが流入する際、衝突による損失を最低限に抑制することが可能となる。更に、図６（a），（ｂ）を比較すると分かるように、角度を持つ加熱側端部，被加熱側端部双方を滑らかに接続することにより、伝熱面に沿った全長を平板形の伝熱面と比較して長く取ることができる。これにより熱交換器の軸方向長さを延長せずに伝熱面積の拡大を図ることが出来、熱交換量を増大させることが可能となる。勿論、熱交換量が十分な値であるならば、角度を有する部分を端部からある程度にとどめ、両端部を平面で構成することも可能である。
【産業上の利用可能性】
【００３７】
本発明は、ガスタービン発電機に有用である。
【符号の説明】
【００３８】
１    熱交換器
２    伝熱面
１０    再生式ガスタービン発電装置
１１    コンプレッサ空気取入口
１２    コンプレッサインペラ
１３    コンプレッサディフューザ
１４    燃焼器
１５    タービンノズル
１６    タービン
１７    電動発電機
１８    回転軸
１９    タービンディフューザ
２０    タービンケーシング
２１    加熱側流体導入口
２３    加熱側流体流路
２４    被加熱側流体導入口
２５    被加熱側流体流路
２６    熱交換器胴部
２７    熱交換器外筒
Ｃ    コンプレッサ  絶対速度
Ｔ    タービン
Ｒ    熱交換器
Ｂ    燃焼器
ＭＧ    電動発電機
Ｕ    周速度
Ｗ    総体速度
Ｃ    コンプレッサディフューザ  吐出速度
Ｃ”    ベントディフューザ  吐出速度
α    絶対速度角度（子午面方向）
β    総体速度角度（子午面方向）
γ    コンプレッサベーンドディフューザ  ベーン  スタガ角
γ’    熱交換器伝熱面  被加熱側端部  角度
γ”    熱交換器伝熱面  加熱側端部  角度
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
2011085099.tif 000006
【図５】
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【図６】
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