(57)【要約】有機ランキンサイクルシステムが、冷媒圧縮機のモータを作動するのに必要な電力を発生する有機ランキンサイクルのタービン発電機を備えた蒸気圧縮サイクルシステムと結合する。蒸気圧縮サイクルはガスタービン内に流入する入口空気を冷却する蒸発器に適用され、有機ランキンサイクルはガスタービン排気ガスから熱を受け取り、ボイラを加熱するために適用され、ある態様では、有機ランキンサイクルおよび蒸気圧縮サイクルのために共通の凝縮器が、両システム内を循環する共通の冷媒Ｒ−２４５ａとともに用いられる。もう一つの態様では、タービン駆動型の発電機が圧縮機に接続された共通のシャフトを有し、これにより別個のモータで圧縮機を駆動する必要がなくなる。
2006506570.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ガスタービンエンジンの排気ガスによって加熱されるボイラと、発電機を駆動するタービンと、凝縮器と、ポンプと、を備えたランキンサイクルシステムと、
上記ガスタービンエンジンに流入する入口空気の冷却に適した蒸発器と、モータ駆動圧縮機と、凝縮器と、スロットルバルブと、を備えた蒸気圧縮システムと、
を備えたランキンサイクルタービン発電機システムと空調装置との組合せ装置。
【請求項２】
上記圧縮機を駆動するモータが専ら上記タービン発電機から電力を受け取ることを特徴とする請求項１に記載の組合せ装置。
【請求項３】
上記ランキンサイクルシステムの上記凝縮器は上記蒸気圧縮システムの上記凝縮器と共通することを特徴とする請求項１に記載の組合せ装置。
【請求項４】
上記ランキンサイクルシステムと上記蒸気圧縮システムの双方に用いられる共通の冷媒が有機冷媒であることを特徴とする請求項３に記載の組合せ装置。
【請求項５】
上記冷媒がＲ―２４５ａであることを特徴とする請求項４に記載の組合せ装置。
【請求項６】
タービン発電機と上記圧縮機のモータとが、上記タービンと上記圧縮機とを内部接続する共通シャフトが付いた単一の要素を備えることを特徴とする請求項１に記載の組合せ装置。
【請求項７】
上記空調装置が冷凍機であることを特徴とする請求項１に記載の組合せ装置。
【請求項８】
入口空気を受け入れる入口と排気ガスを排出する出口とを有する発電機駆動用ガスタービンを作動させるステップと、
送出されたガスタービン排気ガスによって加熱されるボイラと、発電機駆動用タービンと、凝縮器と、ポンプと、を有したランキンサイクルシステムを作動させるステップと、
上記ガスタービン排気ガスの冷却に適用される蒸発器と、モータ駆動型圧縮機と、凝縮器と、膨張装置、を備えた空調システムを作動させるステップと、
を含んだ発電方法。
【請求項９】
上記モータ圧縮機に上記タービン発電機から電力を付与するステップをさらに含んだ請求項８に記載の発電方法。
【請求項１０】
上記タービンの出口と上記圧縮機の出口とから単一の共通凝縮器に向かう冷媒を用いるステップをさらに含んだ請求項８に記載の発電方法。
【請求項１１】
上記冷媒が有機冷媒であることを特徴とする請求項１０に記載の発電方法。
【請求項１２】
上記冷媒がＲ―２４５ａであることを特徴とする請求項５に記載の発電方法。
【請求項１３】
上記タービン発電機によってシャフトを介して上記圧縮機を駆動するステップをさらに含んだ請求項８に記載の発電方法。
【請求項１４】
上記ガスタービン発電機によって発生した電力をさらに分配するために送電網に送電するステップをさらに含んだ請求項８に記載の発電方法。
【請求項１５】
電気エネルギを送るステップをさらに含んだ請求項１４に記載の発電方法。
【請求項１６】
高圧蒸気を発生するためにボイラを加熱するステップと、
上記高圧蒸気をタービンに付与し、これに応答して発電機を駆動して電力を発生させつつ上記高圧蒸気を低圧蒸気に変換させるステップと、
上記低圧蒸気を凝縮器に流し、そこで液体に凝縮させるステップと、
上記液体の少なくとも一部を上記ボイラに送り出すステップと、
上記液体の一部を膨張バルブに流し、液体／蒸気の混合体となるよう蒸発させ、該混合体を蒸発器に流して蒸気に変換するステップと、
高圧蒸気に圧縮するために上記蒸気を圧縮機に流すステップと、
上記高圧蒸気を複合的な上記凝縮器に流すステップと、
を含んだ発電方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、一般に、有機ランキンサイクルシステムに関し、より具体的には、そのシステムのための経済的・実用的な方法および装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
公知の密閉ランキンサイクルは、ボイラつまり駆動流体を蒸発させる蒸発器と、ボイラから蒸気が送られ、発電機その他の負荷を駆動するタービンと、タービンから排出された蒸気を凝縮させる凝縮器と、凝縮した流体をボイラに送還させるための手段（例えばポンプ）と、を備える。このようなシステムは、米国特許第３，３９３，５１５号に開示・記載されている。
【０００３】
このようなランキンサイクルシステムは、一般に、電力を発生させる目的に使用され、発生した電力は国全体の住居用および産業用の配電システムつまり送電網（グリッド）に供給される。上記システムに用いられる駆動流体は、多くの場合、水であり、その蒸気はタービンを駆動させる。ボイラへの熱源は、油等の化石燃料、石炭、天然ガス、原子力というように如何なる態様であってもよい。上記システムのタービンは、比較的に高圧高温下で運転するように設計されるため、製造および使用の際に比較的コストが掛かってしまう。
【０００４】
エネルギ危機の到来と、利用可能なエネルギを節約し、より有効に利用する必要とがある中、いわゆる「廃熱」を回収するためにランキンサイクルシステムが用いられてきた。この廃熱は、このように回収されなければ、大気中に消失し、ひいては電力生成のため必要以上に燃料が要求されることによって間接的に有害となる。
【０００５】
廃熱の一般的な源は、メタンガスが燃やされ(flared off)、ひいては地球温暖化の一因となる埋立地である。メタンガスの環境への進入、ひいては地球温暖化への寄与を抑制するために、「フレア（flares）」によってガスを燃焼するという手法が取られていた。メタンの燃焼生成物（ＣＯ2とＨ2Ｏ）は環境に対しより害の無いものになるが、大量の無駄なエネルギが使用されることになってしまう。
【０００６】
採用されているもう一つの手法は、ディーゼルエンジンもしくは比較的小さいガスタービンつまりマイクロタービンでメタンガスを燃焼させ、順次、発電機を駆動し、電力を電力使用設備に直接付与し、あるいは送電網に戻すことによってメタンガスを有効に使用するものである。ディーゼルエンジンもしくはマイクロタービンのいずれが使用されても、フィルタリング等によりメタンガスをまず清浄する必要があり、ディーゼルエンジンについては、大幅なメンテナンスが必ず含まれる。さらに、上記手法のいずれに関しても、大量のエネルギがなお存在し排気ガスにより大気中に流れ出てしまう。
【０００７】
周囲に現在放出されているその他の廃熱源は、地熱および、排気ガスにおいて大量の熱を放出するガスタービンエンジンや、排気ガスと水や冷媒等の冷却液との双方において熱を放出する内燃エンジン等の他の種類のエンジンからの熱がある。
【０００８】
ガスタービンエンジンの運転においては、より暖かい周囲条件の間ガスタービンエンジンの効率を向上するために空調システムを用いてガスタービンに流入する入口空気を冷却することが一般的な方法である。温水暖房用の水を加熱するためにガスタービンエンジンの排気ガスから熱を利用することも知られている。しかしながら、高温の周囲条件の下では多くの場合、電力の需要が増大するものの、この条件の下での温水暖房の需要は限られている。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
本発明の目的は、廃熱をより有効利用できる新規で改良された閉鎖型ランキンサイクル発電装置を提供することである。
【００１０】
本発明のもう一つの目的は、製造と使用の面で経済的で効率的なランキンサイクルタービンを提供することである。
【００１１】
本発明のもう一つの目的は、廃熱の二次的な源をより有効に使用することである。
【００１２】
本発明のさらにもう一つの目的は、比較的低温低圧の下で作動するランキンサイクルシステムを提供することである。
【００１３】
本発明のさらなる目的は、ガスタービンエンジンのエネルギをより有効に発生・利用することである。
【００１４】
本発明のさらにもう一つの目的は、使用時に経済的で実用的なランキンサイクルシステムを提供することである。
【００１５】
以下の詳細な説明を添付の図面と併せて参照することで、上記目的やその他の特徴や利点がより明らかとなろう。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
簡単に言うと、本発明の一つの形態によれば、空調用の冷媒の圧縮ために設計された遠心圧縮機が、流れの反転と関連させて、閉鎖型有機ランキンサイクル（ＯＲＣ）システムのタービンとして作動する。このような方法では、比較的安価な既存のハードウェアシステムが使用され、廃熱の有効利用のための有機ランキンサイクルタービンの要求を効果的に満たす。
【００１７】
本発明の別の形態によれば、羽根付ディフューザを備えた遠心圧縮機が発電タービンとして有効に使用され、流れを反転させた構成で使用されたときには流れ案内ノズルとして有効に利用される。
【００１８】
本発明のもう一つの形態によれば、パイプディフューザを備えた遠心圧縮機が。流れを反転させて運転させるときにはタービンとして用いられ、個々のパイプ開口部がノズルとして用いられる。
【００１９】
本発明のもう一つの形態によれば、圧縮機／タービンは駆動流体として使用し、圧縮機として作動するときには作動圧力が圧縮機／タービンの作動範囲内であるように有機冷媒が選択される。
【００２０】
本発明のもう一つの形態によれば、ガスタービン排気ガスからの利用可能な廃熱が有機ランキンサイクルタービンを駆動するために使用され、これにより発電する。発生した電力は、部分的に、蒸気圧縮サイクル装置を駆動し、その一例として遠心冷凍機はガスタービンの入口温度を冷却し、効率と容量を増大する。
【００２１】
本発明のさらにもう一つの目的は、ランキンサイクルシステムと蒸気圧縮サイクルシステムの双方が共通の凝縮器を使用することである。
【００２２】
本発明のさらにもう一つの目的は、共通のシャフトがランキンサイクルシステムのタービン発電機用および蒸気圧縮サイクルシステムの圧縮機用として使用され、これにより、圧縮機モータの必要性を無くし、発電機の寸法を縮小し、別個の圧縮機アセンブリの必要性を無くす。
【００２３】
以下に説明された図面には好適な態様が示されている。しかしながら、本発明の本旨や範囲から逸脱することなく、他の種々の改良や代替的な構造が想到されよう。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】
図１を参照すると、一般的な蒸気圧縮サイクルが示され、このサイクルは、流れが順次流れるように、圧縮機１１と、凝縮器１２と，スロットルバルブ１３と，蒸発器／クーラ１４と、を備える。上記サイクル内では、Ｒ−１１、Ｒ−２２、またはＲ−１３４ａのような冷媒が矢印で示すように反時計回り方向で上記システム内を流される。
【００２５】
モータ１６によって駆動される圧縮機１１は、蒸発器／クーラ１４から冷媒蒸気を受け取り、これを高温高圧に圧縮し、その後比較的高温の蒸気として凝縮器１２に通過させる。この凝縮器１２では、蒸気は、空気や水等の冷却媒体との熱交換により、冷却され、液体状態に凝縮する。その後、液体状の冷媒は凝縮器からスロットルバルブに流れ、そこで、膨張して低温の液体／蒸気の二相状態となり、蒸発器／クーラ１４に流入する。上記蒸発器液体は、この蒸発器／クーラを通過する空気や水に冷却効果を付与する。この低圧蒸気がその後、圧縮機１１に流入すると、サイクルが再度開始することになる。
【００２６】
空調システムの寸法に応じて、上記圧縮機は、小型システム用のロータリ圧縮機、スクリュー圧縮機、あるいは往復圧縮機であってもよく、または、大型システム用のスクリュー圧縮機あるいは遠心圧縮機であってもよい。一般的な遠心圧縮機は、冷媒蒸気を高速度に加速するインペラと、運動エネルギを圧力エネルギに変換しつつこの冷媒を低速度に減速するディフューザと、渦巻室（ボリュート）つまり凝縮器に流れる吐出蒸気を集めるコレクタの形をした吐出プレナムと、を備える。駆動モータ１６は、一般に、電気モータであり、圧縮機１１の他端に密閉され、トランスミッション２６を介して高速シャフトを回転するように動作する。
【００２７】
また、図２に示すような一般的なランキンサイクルシステムは、蒸発器／クーラ１７と凝縮器１８とを備え、これらはそれぞれ、上述の蒸気圧縮サイクルと同じように熱を受け取り、分配する。しかしながら、図示のように。上記システム内の流体流れの方向は蒸気圧縮システムの流体流れの方向と逆転しており、上記圧縮機１１はタービン１９に置き換えられ、このタービン１０は、モータ１６で駆動されるのではなくシステム内の駆動流体によって駆動され、結果として発電機２１を駆動し、電力を発生させる。
【００２８】
運転時には、実質的な入熱を有した一般的なボイラである蒸発器は、駆動流体（一般的には水であるが冷媒でもよい。）を蒸発させ、蒸気をタービンに通過させて動力をタービンに付与する。低圧の蒸気はタービンから抜け出ると、凝縮器１８を通過し、ここで冷却媒体と熱交換を行うことで凝縮する。凝縮した液体はその後、図示のように、ポンプ２２によって蒸発器／ボイラに循環し、上記サイクルを完了する。
【００２９】
図３を参照すると、一般的な遠心圧縮機が示され、この遠心圧縮機はインペラ２７を駆動するトランスミッション２６に動作可能に接続された電動モータ２４を備える。オイルポンプ２８がトランスミッション２６内のオイルの循環を行う。インペラ２７の高速回転により、冷媒は入口２９に流入し、入口ガイドベーン３１と、インペラ２７と、ディフューザ３２と、を介してコレクタ３３に流入し、ここで吐出蒸気が上述したように集められ、凝縮器に流れる。
【００３０】
図４では、遠心圧縮機ではなく半径流タービンとして動作するように、図３に示した同じ装置が適用されている。従って、コレクタ３３として設計されていた入口プレナム３４内に駆動流体が案内される。その後、駆動流体は、遠心圧縮機内ではディフューザとして機能するディフューザと同じ構造のノズル３６を半径方向内向きに通過する。駆動流体は次いでインペラ２７に衝突して、回転動作をインペラ２７に付与する。そしてインペラはトランスミッション２６を介して、上記遠心圧縮機の場合にはモータとして機能するモータと同じ構造の発電機２４を駆動する。インペラ２７の通過後、この低圧ガスは入口ガイドベーン３１を通過し出口開口部３７に流入する。この動作モードでは、入口ガイドベーン３１は好ましくは全開位置に移動し、もしくは上記装置は完全に取り外される。
【００３１】
上述したような遠心圧縮機の用途では、ディフューザ３２は様々な形式のいずれでもよく、羽根付きのディフューザや羽根なしのディフューザも含まれる。ある公知の形式の羽根付きディフューザはパイプディフューザとして知られ、本発明の譲受人によって譲り受けられた米国特許第５，１４５，３１７号に開示、説明されている。上記ディフューザは図５において符号３８により示され、インペラ２７を円周方向に取り囲んでいる。後方に傾斜したインペラ２７は、図示のように時計方向に回転し、高圧の冷媒は矢印で示すようにディフューザ３８内を半径方向外向きに流れる。ディフューザ３８は、複数の円周方向に離間した先細部分つまりウェッジ３９を含み、このウェッジは先細溝４１の間に設けられる。圧縮された冷媒は、図示のように先細溝４１内を半径方向外向きに通過する。
【００３２】
遠心圧縮機が図６に示すようにタービンとして動作する用途においては、インペラ２７は矢印で示すように先細溝４１内を半径方向内向きに流れる駆動流体によって駆動されることで、インペラ２７は図示のように反時計回りの方向に回転する。
【００３３】
従って、遠心圧縮機のディフューザ３８として機能する同じ構造が、タービン用途ではノズルつまり収集ノズルとして用いられる。さらに、上記ノズル構成は従来技術のノズル構成に比べて長所がある。従来技術のノズル構成に比べた相違や長所を検討するために、添付の図７（ａ）（ｂ）が参照される。
【００３４】
図７（ａ）を参照すると、従来技術のノズル構成が示され、中心に配置されたインペラ４２が複数の円周方向に配置されたノズル構成４３から駆動流体を受け取る。ノズル４３の半径の大きさは図示のように内側半径Ｒ1と外側半径Ｒ2とによって定義される。個々のノズル要素４３は比較的短く、断面積が外側半径Ｒ2から内側半径Ｒ1まで急激に狭まっている。さらに、上記ノズル要素は正圧面４４と負圧面４６の双方において著しく湾曲し、これにより、矢印で示すようにここを流れるガスを著しく旋回させる。
【００３５】
上述のノズル設計の長所は全体的な装置寸法が比較的小さいことである。主にこうした理由で、全部ではないけれども、タービン用のノズル設計の大半は上記設計を採用する。しかしながら上記設計には、幾つかの不利な点がある。例えば、ノズル旋回損失や一様ではない出口流によってノズル効率が低下する。上記低下は比較的小さく、より小型な装置によって得られる利益に通常価値が置かれる。高い旋回率と急激な減速を伴って流れが分離するため、上記形式のノズルを転換して流れ方向を反転させてディフューザとして機能させることができないことが当然に理解されるであろう。
【００３６】
図７（ｂ）を参照すると、本発明のノズル構成が示され、インペラ４２が複数のノズル要素４７によって円周方向に取り囲まれている。上記ノズル要素は一般に長く、細く、直線的であることが分かるだろう。正圧面４８と負圧面４９の双方とも直線的であり、これにより比較的長くかつ比較的緩やかな収束流路５１が得られる。収束流路は流路５１の境界において好ましくは９°より小さい円錐角αを含み、破線で示す円錐の中心線は直線的であることが分かるだろう。比較的長いノズル要素４７のために、半径比Ｒ2／Ｒ1は１．２５より大きくなり、好ましくは１．４の付近になる。
【００３７】
Ｒ2／Ｒ1の比がより大きくなることにより、全体の装置寸法は、図７（ａ）の従来のノズル構成に比べて適度に（例えば、１５％の範囲内で）増大する。さらに、流路５１は比較的長いため、摩擦損失は図７（ａ）の従来のノズルの摩擦損失よりも大きくなる。しかしながら、この設計には幾つかの性能上の長所がある。例えば、旋回損失や一様ではない出口流が存在しないために、上述の摩擦損失を考慮してもノズル効率は従来のノズル構成に比べて著しく増大する。効率の向上は２％台である。さらに、上記設計がディフューザの設計に基づいていることから、流れ方向を反転させた場合にはディフューザとしての用途に使用することが可能になり、つまり、同じ装置をタービンと圧縮機の双方の二重の用途に使用することが可能となる、この点については上述したが以下に詳しく説明する。
【００３８】
同じ装置が遠心圧縮機用にも有機ランキンサイクルタービン用にも使用される場合には、異なる冷媒を使用する必要があると本願出願人は認識した。つまり、公知の遠心圧縮機の冷媒Ｒ−１３４ａが有機ランキンサイクルタービン用途に用いられると、圧力は過大になるだろう。すなわち、遠心圧縮機に冷媒としてＲ−１３４ａが使用されると、圧力範囲は５０〜１８０ｐｓｉとなり、同じ冷媒が本発明で提案されているようなタービン用途に使用されると、上記圧力は５００ｐｓｉ程度にまで上昇し、圧縮機の最大設計圧力を超えてしまう。こうした理由から、本願出願人はタービン用途のために使用可能な別の冷媒を見出す必要があった。その結果、本願出願人は、冷媒Ｒ−２４５ｆａがタービン用途に適用されたときに、図８のグラフに示すように４０〜１８０ｐｓｉの圧力範囲で作動することを確認した。上記範囲は遠心圧縮機用に設計される装置での使用にも適合する。さらに、Ｒ−２４５ｆａを用いたタービンシステムの温度範囲は、１００〜２００°Ｆの範囲であり、この温度範囲は４０〜１１０°Ｆの温度範囲で作動する遠心圧縮機用に設計された装置システムにも適合する。従って、Ｒ−１３４ａ用に設計された空調装置は、Ｒ−２４５ｆａを使用すれば、有機ランキンサイクル発電用途に使用可能となることが図８から分かるだろう。さらに、既存の圧縮機の余分な安全マージンのために、より上昇した温度・圧力範囲（例えば、２７０°と３００ｐｓｉａであり、図８では破線で示されている）で安全かつ有効に同じ装置を使用することができることが判明している。
【００３９】
本発明のタービン部分を説明したが、今度はタービンとともに使用され得る関連システム部品について検討する。図９を参照すると、上述したタービンが、ＯＲＣタービン／発電機として符号５２に示されており、これはＣａｒｒｉｅｒ  １９ＸＲ２  遠心圧縮機として市販され、上述の如く反転して動作する。本発明の１つの態様によれば、上記のようなボイラ／蒸発器の必要性は、商品名１６ＪＢとしてＣａｒｒｉｅｒ  Ｌｉｍｉｔｅｄ  Ｋｏｒｅａから提供されている商用の蒸気発電機によって充足される。
【００４０】
ボイラ／蒸発器５３のためのエネルギ源は符号５４に示され、通常大気中に消失しうる廃熱の如何なる形態であってもよい。例えば、一般にマイクロタービンとして知られるＣａｐｓｔｏｎｅ  Ｃ６０等の小型ガスタービンエンジンであってもよく、上記熱はマイクロタービンの排気ガスから得られる。また、Ｐｒａｔｔ＆Ｗｈｉｔｎｅｙ  ＦＴ８定置ガスタービン等のより大型のガスタービンエンジンであってもよい。もう１つの実用的な廃熱源は大型の発電機の駆動に用いられ、その行程で大量の熱が発生し、排気ガスと、ラジエータや潤滑システム内を循環する冷却液と、を介して放出される。大型のレシプロディーゼルエンジン等の内燃機関から得られる。さらに、エネルギはターボチャージャインタークーラ用の熱交換器から得られてもよく、このインタークーラにより入射する圧縮燃焼空気が冷却され、高効率および大容量が実現する。
【００４１】
最終的には、ボイラの熱エネルギは、地熱もしくは埋立ゴミのフレア排気ガスから得られる場合もある。これらの場合には、燃焼ガスは、冷媒蒸気を生成するためにボイラに直接適用されるか、もしくは、まずエンジンを駆動するために資源ガスを使用し、ひいては、このエンジンが上記のように熱を放出するように間接的にボイラに適用される。
【００４２】
冷媒蒸気がタービン５２を通過すると、この蒸気を液体に凝縮させるための凝縮器５６を通過し、その後、この液体はポンプ５７によってボイラ／蒸発器５３に送り込まれる。凝縮器５６は公知のいかなる形式であってもよい。この用途に適していると判明した１つの形式には、型式番号０９ＤＫ０９４としてＣａｒｒｉｅｒ  Ｃｏｒｐｏｒａｔｉｏｎから提供されている市販の空冷式凝縮器が挙げられる。ポンプ５７は、Ｓｕｎｄｙｎｅ  Ｐ２ＣＺＳとして市販されているものが適当であることが判明している。
【００４３】
図１０を参照すると、遠心冷凍機の従来装置が示され、この装置は効率を増大するためにガスタービンエンジンの入口空気の冷却に使用される。すなわち、上記システムは一般的な方法で動作し、モータ駆動圧縮機１１から凝縮器１２，スロットルバルブ１３、蒸発器クーラ１４へと順次冷媒を送還する。空気は、建物の冷却のために循環されるのではなく、冷却されて、ガスタービンエンジンの入口を通過し、ひいては、その電力出力を回転させる。これは２つの理由により生ずる。第１に、熱力学サイクルの効率が、入口ガスの入口温度が低下することによって向上する。第２に、この低下した入口空気の温度は入口空気の密度を増大させるため、かつ、ガスタービン圧縮機は流れ装置に基本的に近接しているため、圧縮機の質量流量は増大する。この方法で空調装置の使用によって得られた増加した電力出力が、空調装置の作動に必要な電力に比して大きい限り、例えば、ある用途は経済的に実施可能となる。上記システムが本発明によるランキンサイクルシステムと組み合わされて使用されるとさらに実施容易になる。図１１を参照して以下に説明する。
【００４４】
上述のシステムと一致するように、矢印５８で指示された周囲空気が空調装置５９に流入し、ここで冷却された空気はその後、矢印６２によって指示された入口空気としてガスタービン６１に流入する。そして、ガスタービンによって発生した電力は、点線６３に沿って送電網６４に向かって流れる。通常７００°Ｆ付近の温度になるガスタービン６１からの排気ガスは、一般に大気中に排出される。本発明によれば、排気ガスは図１１および図１２に示すようにリング（ling）６６に沿って流れ、有機ランキンサイクルシステム（ＯＲＣ）６４のタービン１９を駆動させる。このタービン１９は、順次、発電機２１を駆動して、電力を空調装置５９と送電網６４の双方に点線６８、６９を介してそれぞれ流す。ガスタービン６１の排気ガスをもとに上記ＯＲＣシステム６５によって発生した電力は、ガスタービン入口を冷却しつつ空調装置５９を作動させるのに必要な電力よりも４〜６倍（ガスタービン排出温度と質量流量とに応じて）となると評価される。従って、追加電力は線６９に沿って送電網６４を流れる。
【００４５】
図１３を参照すると、図１０の空調システムと図１２のランキンサイクルシステムとの組み合わせたものが示されている。しかしながら、それぞれ別々の凝縮器１２，１８といった構成ではなく、単一で共通の凝縮器７１が付与され、上記２つのシステムの各々において凝縮機能を実現する。このような結合システムでは、圧縮機１１とタービン１９とから凝縮器７１に流れる媒体は当然同一のものしなければならない。冷媒Ｒ−２４５ａはこの目的に適したものであることが判明している。従って、上述のランキンサイクルシステムでは、反転してノズルとして使用されるディフューザを備え、図１３に示すシステム内に循環し、ボイラにおいてガスタービン排気ガスからの熱によって２２５°Ｆにまで加熱される冷媒としてＲ−２４５ａが用いられる。タービン１９内を通過した後は、冷媒の温度は凝縮器７１に流入する前に１４０°Ｆまで低下し、その後、加熱のためにボイラに流入する前には、この冷媒の温度は１００°Ｆ付近となる。
【００４６】
この蒸気圧縮サイクルは、上述したように冷媒としてＲ−１３４ａを使う高圧システムである上述のサイクルとは異なる。ここで、Ｒ−２４５ａを冷媒とする比較的に低圧のシステムを用いることが必要とされる。この目的にかなった適切な蒸気圧縮システムは、例えばＲ−１１、Ｒ−１２３、またはＲ−１１４を用いた低圧冷凍機設計に基づくものである。Ｒ−２４５ａを用いた蒸気圧縮システムの場合、冷媒がこのサイクル内を通過するときの冷媒温度は図１３に示されるようになるであろう。従って、凝縮器７１からの凝縮した冷媒は１００°Ｆ付近となり、スロットルバルブ１３を通過した後には、４０°Ｆで、気液混合体８５％かつ気相１５％の状態となる。蒸発器１４を通過した後でも、冷媒はなお４０°Ｆであるが完全に気相状態となって圧縮機１１を通過する。そして凝縮器７１を通過する冷媒温度は、１２５°Ｆとなる。
【００４７】
このような結合サイクルにおいては、凝縮器７１は図１２に示されるランキンサイクルシステムに用いられる凝縮器１８に比して若干大きくする必要がある。しかしながら、寸法が若干増大するという欠点は、蒸気圧縮サイクルに必要となる凝縮器２１を除去することに起因した、コストとスペースの双方の面での利点によって埋め合わされる。
【００４８】
凝縮器を削除したことによって、結合システムから、図１４に示すように圧縮機１１の駆動モータ１６をさらに除去することが可能である。さらに、タービン１９はシャフト７２を介して発電機２１を駆動する。そして、このシャフト７２は発電機２１の他方の端から延びて圧縮機１１を駆動する共通シャフトである。これは、タービンと発電機との間に、又は発電機と圧縮機との間に用いられてもよい。しかしながら、部品が適切に選択されれば直接駆動構成が実施可能となる。例えば、４００ＫＷelマイクロタービンは、７２０ＫＷthの廃熱を発生させ、本発明の有機ランキンサイクルによってこの廃熱が回収されると、付加的に正味８０ＫＷelを発生する。この４００ＫＷelマイクロタービンに流入する周囲空気の冷却に要求される冷却量は、２０トンの冷凍（＝７０ＫＷth）であり、１５ＫＷelモータの付いた圧縮機を必要とする。より大型の揚程／流量タービンやより小型の揚程／流量圧縮機について具体的に速度を考慮することによって、共通シャフト上の同一スペースでの作動が可能となる。
【００４９】
図面に示された好適な態様や代替的な態様との関連において本発明を具体的に示し説明してきたが、当業者であれば、請求項によって定められる本発明の趣旨および内容から逸脱することせずにもたらされる種々の変更を具体的に想到するであろう。
【図面の簡単な説明】
【００５０】
【図１】従来技術による蒸気圧縮サイクルの概略図。
【図２】従来技術によるランキンサイクルシステムの概略図。
【図３】従来技術による遠心圧縮機の断面図。
【図４】本発明の好適な態様による圧縮機／タービンの断面図。
【図５】従来技術によるディフューザ構造の斜視図。
【図６】本発明の好適な態様によるノズル構造の概略図。
【図７】（ａ）従来技術のタービンノズル構成における半径比Ｒ2／Ｒ1（外側／内側）と、（ｂ）本発明のタービンノズル構成における半径比Ｒ2／Ｒ1（外側／内側）と、をそれぞれを示す概略図。
【図８】本発明の好適な態様による圧縮機／タービンに用いられる二つの駆動流体における温度と圧力の関係を示したグラフ。
【図９】種々の部品を備えた本発明の好適な態様によるランキンサイクルシステムの斜視図。
【図１０】従来技術による空調用装置の概略図。
【図１１】本発明の好適な態様によるランキンサイクル／蒸気圧縮の複合システムを示す概略図。
【図１２】ランキンサイクルシステムの一部を示す概略図。
【図１３】共通の凝縮器を備えた本発明の好適な態様による上記複合システムの概略図。
【図１４】共通の駆動シャフトを備えた本発明の好適な態様による上記複合システムの概略図。
【図１】
2006506570.tif 000003
【図２】
2006506570.tif 000004
【図３】
2006506570.tif 000005
【図４】
2006506570.tif 000006
【図５】
2006506570.tif 000007
【図６】
2006506570.tif 000008
【図７】
2006506570.tif 000009
【図８】
2006506570.tif 000010
【図９】
2006506570.tif 000011
【図１０】
2006506570.tif 000012
【図１１】
2006506570.tif 000013
【図１２】
2006506570.tif 000014
【図１３】
2006506570.tif 000015
【図１４】
2006506570.tif 000016
【国際調査報告】
2006506570.tif 000017