JPH03930A - ２軸型再生式ガスタービン - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は２軸型再生式ガスタービンの要素配列に関する
。

〔従来の技術〕

高圧タービンを圧縮機駆動用タービン、低圧タービンを
出力タービンとして、これを直列に配列した従来の２軸
型ガスタービンは、圧縮機駆動用タービンと出力タービ
ンの仕事の分配が負荷により変動し、負荷の減少につれ
出力タービン側の圧力降下比が著しく低下する。従って
仕事比が小さくなり、部分負荷熱効率が悪化する欠点が
あった。

この欠点を補う為の従来技術には可変出力タービン静翼
と、パワートランスファ機構がある。

可変出力タービン静翼とは、出力タービン入口に可変静
翼を設け、部分負荷に於いてこれを絞る事により出力タ
ービンの仕事を増す方法である。

パワートランスファとは、ガス発生機軸と出力タービン
軸をスリッピングクラッチで結び、部分負荷に於いて１
軸化する事によって、仕事比の低下を防ぐ方法である。

〔発明が解決しようとする課題〕

しかしながら可変出力タービン静翼は高温部に、パワー
トランスファは高速高回転部番こ、それぞれ可変機構を
組み込まねばならず、複雑にして、高価である。

そこで本発明は、２軸型再生式ガスタービンの部分負荷
熱効率改善手段の簡素化を目的として、可変機構を排除
し、要素配列の変更のみによって自動的に部分負荷時の
仕事比を増す構成にしたものである。

〔課題を解決する為の手段〕

本発明は、高圧タービンを出力タービン、低圧タービン
を圧縮機駆動用タービンとする事により両タービンの仕
事の分配を従来と逆にした上、低速高負荷に於ける出力
タービン効率の低下を防ぐ為に、高圧タービンと低圧タ
ービンの「ｍに燃焼器を配置した構成である。

第１図に本発明の要素配列を示す。

Ｃは圧縮機であり、ＧＴは圧縮機駆動用（低圧）タービ
ンである。ＣとＧＴは同軸上にある。ＰＴは出力（高圧
）タービンであり、Ｐは負荷である。

ＰＴはガス発生機からフリーである。Ｒは再生熱交換器
であり、Ｂは燃焼器である０図示した如く本発明は可変
機構を持たない。

次に本発明ガスタービン内の各点の状態を示すＴ−ｓ線
図を第１図の番号と対応させて第２図に示す１本発明の
サイクル、及びガスの流れは次の如くである。

１　→　２　圧縮機Ｃによる断熱圧縮。

２　→　３°再生熱交換器Ｒによる予熱。

３°→　４゛出力タービンＰＴに於ける断熱膨張。

４°→　３　燃焼器Ｂによる加熱。

３　→　４　圧縮機駆動用タービンＧＴに於ける断熱膨
張。

４　→　５　再生熱交換器Ｒへの放熱。

５　→　１　大気への放熱。

〔作用〕

従来の２軸型再生式ガスタービンと本発明のサイクル比
教計算により、本発明の詳細な説明する。

サイクル計算は、燃料の添加によるガスの流量変化、比
熱及び比熱比の温度及び組成による変化、各部の圧力損
失を省略したものである。

従来の再生式ガスタービンの比出力をＡＬ跨、熱効率を
η、とすれば。

ＡＬ＊＝ＣｐＴ＋　（ｒ７７ｅ７７ｔ　　ｒ”）　（１
−ｒ−”）　／　７７゜　　　　　（１）ここにＴ、：
圧縮機入口温度（大気温度）、Ｃ２：定圧比熱、τ：温
度比、ｍ＝（に−１）／に、に：比熱比、ｒ：圧力比、
ηＣ：圧縮機断熱効率、ηｔ：タービン断熱効率、η、
−再生熱交換器温度効率である。

次に設計点く最高出力）に於ける圧縮機駆動用タービン
と出力タービンの圧力降下比を等し１１として、つり合
いの条件から圧力比ｒを温度比τの関数として表す。

圧縮機の仕事をＡＬ、、　　圧縮機駆動用タービンの仕
事をＡＬ、とすれば、 Ａ　Ｌ６＝ＣＰ　（Ｔｘ−Ｔ＋　）　＝ＣｐＴ＋　（ｒ
　”−１）　／ηｃ（３）ＡＬ＊＝Ｃｐ　（Ｔ３　Ｔ４
’　）　＝ＣｐＴ＋ｆ　（１ｒ−””＞　７７ｔ　−（
４）ここにＴ２：圧縮機出口温度、Ｔ、：サイクル最高
温度、Ｔ４・：従来２軸再生式では圧縮機駆動用タービ
ン出口温度である。つり合１１の条件力１ら、ＡＬｃ＝
ＡＬ＠（５） （５）式に（３）（４）式を代入すれば。

、・−１＝τη０η、（１−ｒ””）　　　　　　　　
　　　（６）τη０η、＝ａ　　ｒ’″ｚｘ＝θ　と置
き換えると、θコーθ−ａθ＋ａ＝０ （θ−１）（θ２＋θ−ａ）二〇 θ＝１は題意に添わないので、θ２＋θ−ａ＝０の解を
求めると、 Ｔ　　−２９３Ｋ　　　Ｔ　ｘ　＝　　１　２　０　０
　　Ｋ　　　に　＝１．４Ｃｐ＝Ｏ”、２４　ｋ　ｃ’
ａ　Ｉ　／　ｋ　ｇＫ　　　７７ｅ＝０．８η、＝　０
．８５　　η、＝　０．９　　を計算条件として、（７
）式から圧力比ｒを求め、（１）（２）式から比出力と
熱効率を求めた計算結果は、ｒ　　＝　　４．５６２ ＡＬｓ　＝　　３８．４１ｋｃａｌ／ｋｇη、＝　　０
．４０６ となった。次に従来の２軸型再生式ガスタービンの部分
負荷熱効率、及びそれに対応する相対出力（負荷率）を
求める。

第３図は直列タービンの２個のタービン特性を示したも
のであり、上が高圧タービン、下が低圧タービンである
。横軸は高圧タービンチョーク状態の高圧タービン入口
修正流量に対する相対修正流量をとっである。継軸は圧
力降下比である６両タービンの設計点圧力降下比はＦ不
ｍ−である。

直列両タービンの流量Ｇは同一でまた高圧タービン出口
修正流量は低圧タービン入口修正流量と同一である。従
って設計点では両タービン間の関係は実線で示されるよ
うに結ばれるが、部分負荷に於いて圧力比が減ると点線
のようになり、高圧タービンでは圧力降下比減少少なく
、低圧タービンで大きく減少する。よって低圧タービン
の出力が急激に減少し、仕事比が小さくなる。この事が
従来の２軸型再生式ガスタービンの部分負荷熱効率を悪
化させた原因である。

計算の精度は必ずしも良くないが、第３図から高圧ター
ビンの圧力降下比ｒ１に対する低圧タービンの圧力降下
比ｒｌを読み取ると次式の如くになる６ ｒｈ＝１．２　　　　　　ｒ＋＝１．０４ｒｈ＝１．３
　　　　　　ｒ＋＝１．０８ｒ、＝１．４　　　　　　
ｒ１＝１．１３ｒ　ｈ　＝　１　、５　　　　　　ｒ　
ｌ＝　１１８ｒｈ；１，６ｒ１＝１．２５ ｒｈ＝１．７　　　　　　＋＋＝１．３４ｒ、、＝１．
８　　　　　　ｒ、＝１．４３ｒ、＝１，９ｒ＋＝１．
５６ ｒｈ＝２ｒ１−１．７３ ｊｈ＝　２　、１　　　　　　ｒ　＋＝　１　、９４ｒ
ｈ＝２．１３６　　　　　’ｒ、＝２．１３６上表から
圧力比ｒは　ｒ＝ｒｈｘｒ＋　　　　　　　（８）また
温度比τは次式で得られる。

次に部分負荷熱効率に対応する相対出力（負荷率）を算
出する方法としてタービン流量の変化を用いる。

高圧タービンノズルののど面積をＳ（ｍ”）流値をＧ（
ｋｇ／ｓ）とすると、ノズルがチョークするまでは、 ノズルがチョークしているときの流量、即ち臨界流ｊｔ
Ｇゆは、 ここにＰ、；高圧タービン入口全圧、　ｇ：重力加速度
、Ｒ：ガス定数である。

（１０）（１１）式より流量Ｇを求め比出力を乗じて、
これを設計値で除し相対出力（負荷率）し。

を求めた。

尚、（１０）（１１）式の計算では、燃焼ガス比熱比に
＝　１．３３　　臨界圧力比Ｐｃ／　Ｐａ＝０．５４２
とした。

このようにして、従来の２軸型再生式ガスタービンの部
分負荷熱効率η８と、それに対応する相対出力（負荷率
）Ｌｏを求めた計算結果を第４図に示す。

次に本発明の熱力学サイクルを考察する。第２図に示し
た各点の温度Ｔ、及び燃料による加熱量Ｑ、比出力ＡＬ
、Ｌｏ率ηの式を求める。

Ｔ、＝Ｔ口重−１−＜ｒ”−１）／７７−１　　　　　
　　　　　　　（１２）Ｔ、・＝（１−η、）　Ｔ、＋
η、Ｔ、、　　　　　　　　　　　（１３）Ｔ４’＝Ｔ
３’　ｆｌ−ηｔ（１−ｒｐ−’″）ｌ　　　　　　　
　　（１４）Ｔ、＝ＴＩ・τ　　　　　　　　　　　　
　　　（１５）Ｔ＜＝Ｔ５（１−ηｔ　（１−ｒｑ−”
″）＋　　　　　　　　　　（，１６）Ａ　Ｌ　＝　Ｃ
ｐ　（Ｔ　３・−Ｔ、・）（１７）ｏ　＝　ｃ　ｐ　（
Ｔ　３　Ｔ　１・）　　　　　　　　　　　　　　（１
８）η＝ＡＬ／Ｑ　　　　　　　　　　　　　　　　（
１９）ここにｒＰ＝出力タービン圧力降下比、ｒ、：圧
縮機駆動用タービン圧力降下比である。設計点に於ける
両タービン圧力降下比をｆｌとして、計算条件を先述と
同様にし、（１２）〜（１９）式より比出力ＡＬと熱効
率ηを求めると、 ＡＬ＝３７．７８６ｋｃａ　ｌ／ｋｇ η＝０．３８７ となった、上の計算結果から、本発明の設計点に於ける
比出力及び熱効率は、従来の２軸型再生式のそれより僅
かながら劣る。その理由は再生熱交換器温度効率η、の
存在によりＴ、・＜Ｔ、となるからである。

次に本発明の部分負荷特性について考察を進める１本発
明に於いては、高圧タービンと低圧タービンの間に燃焼
器Ｂが配置されている為、高圧タービン出口修正流量と
低圧タービン入口修正流量は等しくない。

ａ　ｒ？／　Ｐ３　＞　ａ　Ｊ７Ｔ　／　Ｐ３　　　　
　　　　　　（２０）前記計算条件による従来型の低圧
タービン入口相対修正流量は、 （Ｇ　Ｊ’Ｔ７／　ｐ、−）／（ａ　Ｊ７ｖ／　Ｐ、　
）　＝　１．９５本発明の低圧タービン入口相対修正流
菫は、（Ｇ　（”ｒ”；−／　Ｐ））／（Ｇ　ｒＩ　Ｐ
）−）＝　２．４である。よって第３図上図の高圧ター
ビン出口曲線を右方に拡大して第６図上図の燃焼器出口
曲線（右端）とし、第３図下図の低圧タービン入口曲線
も、これを右方に拡大して第６図下図の低圧タービン入
口曲線とした。

本発明に置ける両タービンの特性を示す第６図から、高
圧タービン圧力降下比ｒｈに対する低圧タービン圧力降
下比ｒＩを読み取ると、＜２０）式にもかかわらず、従
来型のｒｈとｒＩの関係を算出した前表と、その価はほ
とんど変わらなかった。

よって前表の価をそのまま用いる事にした。

ｒｈ　＝ｒｐ　　　ｒ１＝ｒ＊　として（８）　〜（１
９）式により、本発明の部分負荷熱効率ηと、ηに対応
する相対出力（負荷率）１．、。を計算した結果と第５
図に示す。

〔発明の効果〕

第４図、第５図の横軸は高圧タービン圧力降下比、縦軸
は熱効率及び負荷率である。

第４図と第５図を比較すると、第４図の従来の２軸型再
生式固定静翼ガスタービンでは、高圧タービン圧力降下
比ｒｈの減少に伴い、熱効率η７はほぼ直線的に降下す
る。一方第５図の本発明では、９曲線は放物線状になり
、中間が隆起しているので、明らかに部分負荷熱効率を
大幅に改善している事が判る。

本発明の場合の計算結果の一部を下に示す。

Ｌ、　　　　　η ｒｈ＝１．２　１１％　　２８．９％ ｒｈ＝１．４　２１％　　３９．５％ ｒ、　＝１．８　４９．９％　４３．７％本発明では負
荷率５０％近傍で熱効率が最も良く、従来型設計点熱効
率（４０，６％）を約３％凌ぐ、また負荷率２１％に於
ける熱効率は従来型設計点のそれより約１％劣るのみで
、はぼ比肩する。

従って本発明の部分負荷運転では、排気量が丁度半分の
極めて熱効率が良好なエンジンを運転しているのと同じ
事になる。

またｒｈ＝１．２の時Ｌｏ＝１１％と言う事は本発明に
於ける部分負荷時の仕事比が大きい事を表している。

２０％負荷近傍の熱効率が設計点のそれにほぼ匹敵する
と言う事は、レシプロエンジンとの燃費競争に６打ち勝
ち、その牙城を崩せる可能性を生み出したと言えよう。

ガスタービンは小型・軽量で高出力、作動スムーズ、ト
ルク特性良好、排気清浄、騒音少なく、多種燃料の使用
が可能等多くの長所と持ちながら、自動車への適用は燃
費の点が大きな障壁として立ちはだかっていた。

本発明は、可変機構を排除して尚、部分負荷燃費不良と
言うガスタービン最大の問題点を解決したのである。

またマーケティングの視点から言えば、今や、モノの生
産のみでなく、研究開発の情報生産がメーカーの使命と
なってきたとさえ言われている。

飽和化市場に於いて、自動車産業が新たな需要を創造す
る為の情報生産のエツジとしては、コンベンショナルな
エンジンの改良より、低燃費率ガスタービンの出現の方
が遥かにイノベイテイプであり、ユーザーにとって魅力
的であろうと考える９本発明が市場に地殻変動を起こし
、産業の発達に貢献できる事を願ってやまない。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の配置図、第２図はＴ−ｓ線図、第３図
は従来の２軸型固定静翼ガスタービンの高、低側タービ
ン特性を示した図、第４図は従来２軸型再生式ガスター
ビンの高圧タービン圧力降下比ｒｈに対する熱効率η、
と負荷率Ｌ０の関係を示した図、第５図は本発明の高圧
タービン圧力降下比ｒゎに対する熱効率η及び負荷率Ｌ
０の関係を示した図、第６図は本発明の高、低側タービ
ン特性を示した図である。 第１図に於いて、Ｃ・圧縮機、ＧＴ：圧縮機駆動用ター
ビン、ＰＴ：出力タービン、Ｐ：負荷、０、 口。 燃焼器、Ｒ：再生熱交換器、１；圧縮機入口、再生熱交
換器入口、３′：出力タービン入口、燃焼器入口、３：
圧縮機駆動用タービン入４：再生熱交換器入口、５：再
生熱交換器出オ オ 団

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 圧縮機と同軸上にある圧縮機駆動用タービンを低圧ター
   ビンとし、ガス発生機からフリーである出力タービンを
   高圧タービンとして、圧縮機と高圧タービンの間に再生
   熱交換器を、高圧タービンと低圧タービンの間に燃焼器
   を配置して、圧縮機で加圧した空気を再生熱交換器で予
   熱後、出力タービンに流入させ、出力タービンを出た空
   気を燃焼器で加熱し、燃焼ガスを圧縮機駆動用タービン
   に流入させ、圧縮機駆動用タービンを出たガスを再生熱
   熱交換器に送って排熱を回収する事によりなり、部分負
   荷に於いて自動的に仕事比を増大させる事を特徴とする
   、２軸型再生式ガスタービン。