JPS61286535A

JPS61286535A - ガスタ−ビン

Info

Publication number: JPS61286535A
Application number: JP12831085A
Authority: JP
Inventors: Isamu Nemoto; 勇根本
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1985-06-14
Filing date: 1985-06-14
Publication date: 1986-12-17

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】本発明は、ガスタービンの部分負荷燃費改善策に関する
。

ガスタービンは、小型大馬力、低振動・低騒音、排気清
浄、燃料多様化への優れた適応性、などの長所を有する
が、反面、燃費率が現用機関のそれに比べて劣シ、特に
部分負荷時の効率低下が欠点とされている。部分負荷燃
費悪化の最大の原因はタービン入口温度が定格点温度よ
シ低下する事にある。

以上から、本発明は、低燃費率ガスタービンの開発の狙
いを、定格点に置くのではなく、自動車用エンジンでは
使用頻度の高い部分負荷域に定めて、燃費改善を図ろう
とするものである。

タービン入口温度の低下を防ぐ方法としては、タービン
中間段落を通過中の高温ガスと圧縮空気との間で熱交換
を行い、多段タービンの入口温度と出口温度との温度差
を拡大して、サイクル最高温度を高く維持する。

しかし、このような熱交換を行うと、出力タービン（ま
たは低圧タービン）Ｋ入るガスのエンタルピが減少し、
仕事比が小さくなって、定格点での出力不足をきたす。

そこで使用頻度の高い部分負荷域く於いてのみ熱交換を
行い、最大馬力が必要な時は、単純サイクルガスタービ
ンとする事により、全体としての走行燃費を改善する。

第１図に、本発明の一実施例として、２軸式ガスタービ
ンの系統図を示す。

図に於いて、Ｃは圧縮機、Ｅは熱交換器、Ｂは燃焼器、
ＧＴは圧縮機駆動タービン、ＬＴは出力タービン、Ｌは
負荷である。Ｐは圧縮機駆動タービンＧＴの出口と出力
タービンＬＴの入口を直結する為のバイパスパイプであ
シ、■は圧縮機駆動タービンＧＴと熱交換器Ｅを結ぶ管
路に設けられたパルプ、■はバイパスパイプＰＫ設けら
れたパルプである。

次Ｋ、部分負荷時に於ける本発明の詳細な説明する。負
荷率が小さい運転域では、パルプ■を開き、■を閉じる
。

圧縮機Ｃで加圧された空気は熱交換器Ｅで予熱される。

予熱された圧縮空気は燃焼器ＢＩＣ入シ、燃料の燃焼に
より加熱され高温ガスになる。高温ガスは圧縮機駆動タ
ービンＧＴで膨張仕事をし、同軸の圧縮機Ｃを駆動する
。圧縮機駆動タービンＧＴを出た高温ガスは、パルプが
か閉鎖されている為、パルプ■を通シ、熱交換器Ｅに入
る。Ｅに熱を与えたガスは温度が降下する。熱交換器Ｅ
を出たガスはなお出力タービンＬＴで膨張仕事をして、
負荷りを駆動する。出力タービンＬＴを出たガスは、排
気管よシ大気へ放出される。

つまシ部分負荷時は、タービン中間段落を通過中のガス
と圧縮機出口空気の間で熱交換を行う。

高負荷時に於いては、パルプ■を閉じて、ノクルブ■を
開く。従って圧縮機駆動タービンＧＴを出た高温ガスは
、熱交換ＷＫＫ向わず、ノくイノくスノくイブＰを通シ
、そのまま出力タービンＧＴに入って膨張仕事をする。

よって熱交換は行われず、単純サイクルガスタービンと
なる。

尚、当然の事として、本発明は１軸式にしても成シ立つ
。

次に、本発明の効果を簡単な熱力学的サイクル計算によ
り示す。

先ず、単純サイクルガスタービンの比出力Ｌ８を次式に
より求める。

Ｌｍ−Ｃｐ−Ｔｓ・（１−ｘ−１’”−１”’）・ｖｇ
−Ｃｐ・Ｌ・（（π１１−１１偽）／η、）とこく、Ｌ
：吸気温度、Ｌ：タービン入口温度、Ｃｐ：定圧比熱、
に：比熱比、π６：圧縮機圧力比、πｔ：タービン圧力
降下比、η、：王縮機断熱効率、ηｔ；タービン断熱効
率である。

今、定格点く於けるサイクル条件をπ、　ｍ　５　、Ｔ
。

−１６２３Ｋ（１３５０℃）と仮定し、八−２８８Ｋ。

η、−０．８２、ηｔ−０，８８゜またＣｐ−０，２４
Ｊｄ／ｋｇＫ。

に−１，４一定とする。そしてトータルの圧力損失率を
ｇ−ｏ、ｏｓとしてタービンの膨張仕事をその分小さく
する。よってタービン圧力降下比πｔは、πを讃π６（
１−１）−５Ｘ（１−０，０５）繍４．７５以上の仮定
による定格点比出力は、 −０，２８６Ｌａ−（０，２４Ｘ１６２３Ｘ（１−４，７５）ＸＯ６
８８）−（０，２４Ｘ２８８Ｘ（５−１）１０．８２）
ｗ　７３．９３　ｋｃａｌ　／ｋｇ／　ｓｅｅ次Ｋ、部
分負荷では、タービン中間段落を通過中の高温ガスによ
り圧縮空気を予熱するのであるから、その熱力学サイク
ルは第２図に示すｉ−ｓ線図の如くになる。３→４は圧
縮機駆動タービンＧＴでの膨張仕事、５→６は出力ター
ビンＬＴでの膨張仕事であシ、４→５と２→２′の間で
熱量ｑ。

の熱交換が行われる。

部分負荷に於ける圧縮機、タービンの作動点は予め決め
られるものではないが、本発明は部分負荷時に於けるサ
イクル最高温度Ｔ１、及びガス発生機の圧力比π６の低
下を防ぎ、部分負荷熱効率を改善する事を目的とするの
であるから、本発明の部分負荷性能を推定する為の仮シ
の作動点として、マツチング計算なしに、次のサイクル
条件を仮定する事にする。

今、圧縮機運転線上の、部分負荷に於ける成る回転数の
作動点が、圧力比π６−４である時、空気流量及び圧縮
機駆動タービン出力のマツチングが達成される温度比が
ｔ−５であるとする。そして、Ｔａ　−２８８Ｋ、　Ｐ
　ｔ　−Ｐ６−１　ｋｇ／ｃｄ、八−８御Ｐ、・町−４
ｋｇ／ａｉ、　　Ｐａ　＝　２．４１　ｋｇ／−と仮定
し、熱交換器ＥＫ於ける圧力損失を加えたトータルの圧
力損失率をｇ−ｏ、ｏｓ、熱交換器Ｅの温度効率を７．
−ｍＯ０８５とし、その他η。、ｙ２ｔ、Ｃｐ、には前
記のままとして、その作動点に於ける熱効率ｌ、及び比
出力Ｌ８を求める事にする。

各コンポーネントに於けるエンタルピ変化量を八を用い
て表わすと、数式がかな夛複雑になるので、先に７２’
、Ｔａ、Ｔｓ及びＰｓを求めておく。

Ｔ２−’２’ｌ　・（１＋　（ｙｅ（ｃ’−”ゝ”１）
／ｖ６）Ｔ３イｘ−ｔ＝２８８Ｘ５＝１４４０ＫＴＩ”
’２’４（１−η＃）＋１２・η。

＋ｒｔ　（１＋（＊６’−”１　）／’）ａ　）　’７
ｇ＋２８８Ｘ（１＋（４−１）１０．８２）ＸＯＪ３５
−５８０．４２ＫＴ！’−’？’２（１−９ｇ）＋Ｔ４
・η。

＝Ｔｘ（１＋（π４’−”’−１）／＋７　）　（１−
７）Ｃ− ＝２８８ｘ（１＋（４−１）１０．８２）ｘ（１−０，
８５）■１１４７．５３に４→５閏でトータルの圧力損失分を差し引く事にすると
Ｐｓは、Ｐｓ−Ｐ４（１−１）＝２．４１Ｘ（１−０，０８）−
２，２２ｋｇ／ｃｄ次に圧縮機Ｃに於けるエンタルピ上
昇分をΔＩｃ０王縮機駆動タービンＧＴ、及び出カター
ビｙＬ’ｌ’に於けるエンタルピ落差をそれぞれΔ２１
１−Δ１．。

燃焼ｉ５Ｂに於ける加熱量を９１、そのエンタルピ上昇
分をΔＩｈなる記号で表わす事にする。では各部のエン
タルピ変化量を求める。

ΔＩｃ　＝ＣｐＣＴｚ−Ｔｘ　）−Ｃｐ　−Ｔｘ　・（
ｘ’６’−””−１）／ηＣ−４１，０３ｋｅａｌ　／
　ｋｇパ・ΔＩｃ中ΔＩ？ｔ＝　２５．００　ｋｅａｌ　／ｋｇｑ１−ΔＩ、−ＣｐＣｎ　−７Ｓ’）−０，２４Ｘ（１
４４０−１１４７，５３）−７０，１９ｋｃａｌ　７ｋ
ｇ以上から、この作動点に於ける熱効率ｌ、及び比出力Ｌ
＃は、Ｌｘ−ΔＩｙｔ／ｓｅｅｗ２５　　ｋｇａｌ／ｋｇ／ｓ
ｏｃ上の試算から、比出力が定格点に対し３３．１％の
作動点く於ける熱効率は０．３５６である事になる。圧
縮機の圧力比を５から４に下げた事は、ガス発生機の回
転数が定格回転よシ低くなった事を意味する。従って熱
効率０．３５６の作動点の負荷率は、比出力の比よりも
小さくなる。

以上から、上記の仮定では１本発明は、かな〕負荷率が
小さい運転域でも、ガソリンエンジンの定格点差みの熱
効率を得られる事が判る。

定格点と同じサイクル条件％　Ｔ３　””　１６２３　
Ｋ　。

π、−５に於いて、熱交換を行った場合を、上記の計算
方法により試算した結果、＋７−０．３９５Ｌｓ−３２
，５９ｋａａｌ／ｋｇ／　ｍ＊ａとなりた。この場合、
ガス発生機の回転数は定格負荷と同じであシ、従って空
気流量も等しい。より【、前記の仮定では。

負荷率４４１以下（常用負荷の範囲）Ｋ於いて、本発明
熱交換方式によって熱効率が改善される。

部分負荷に於ける本発明サイクルは、第２図から判るよ
うに、Ｔ３と１６の温度差（エンタルピ落差）が大きい
。その事により放熱量ｑ、が少なくなるので熱効率が良
くなる。しかし定圧加熱の過程２→３に於いて、軸出力
ΔＩｔｔを得るには過分の熱量を受熱する。そこで余分
な熱エネルギｑ３を次のサイクルに移しているのである
が、先記計算例では４４慢負荷でも１００幅負荷と同等
の圧縮仕事を必要とする。故に１部分負荷時の本発明サ
イクルは仕事比が小さい事になる。仕事比が小さいサイ
クルは内部変化（損失）の影響を強く受ける。

従りて、浅学ではあるが、出来るだけ各檻損失を加味し
たサイクル計算を行うよう努力し、実機と掛は離れた過
大な評価値にならないよう努めたつもシである。

尚、熱交換を行うと、高温ガスのエンタルピは減少し、
圧力ヘッドは小さくなる。従り【出力タービンＧＴＫ入
るガスの比体積は熱交換の有無により大きく異なる。よ
って出力タービンＧＴは可変靜翼付きである事が望まし
い。

自動車用ガスタービンの実用化を阻んでいる問題は燃費
とコストである。本発明は、この２つの問題点の内、燃
料経済性を解決する事を目指し、また構成部品としては
、従来の再生式セラミックガスタービンにバイパスパイ
プＰとバルブＶ＊、Ｖ＊を加えるのみに止めて、コスト
上昇を極力弁えた。

その他ガスタービンの本格的実用の為に完成を必要とさ
れ【いる事柄の内、本発明により有利になると思われる
ものを上げると、 ■回転蓄熱式熱交換器の空気漏れ損失の減少、従来の再
生式よシ、空気とガスの圧力差が小さい。また漏れた空
気、及びキャリオーバの空気は出力タービンで仕事をす
る。

■過渡性能の向上、本発明は、部分負荷域の圧縮機圧力比を高く維持できる
ので、加減速時の圧縮機性能マツプ上の運転点の動きが
小さくてすむ。

以上から、本発明により、２１世紀の主要な自動車用エ
ンジンとして、ガスタービンに新たな道が開ける事を心
よシ願う次第である。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例を示す系統図、第２図は部分
負荷時の本発明サイクルを示すエンタルピーエントロピ
線図である。Ｂ：燃焼器、　Ｃ：圧縮機、　Ｅ：熱交換器、ＧＴ：圧
縮機駆動タービン、　Ｌ：負荷、ＬＴ：出力タービン　
　Ｐ　ｅバイパスパイプ、　Ｖ１、■：パルブ。

Claims

【特許請求の範囲】

圧縮機Ｃ、熱交換器Ｅ、燃焼器Ｂ、圧縮機駆動タービン
ＧＴ（または高圧タービン）の入口を、その順序で連結
し、圧縮機駆動タービンＧＴ（または高圧タービン）の
出口、熱交換器Ｅ、出力タービンＬＴ（または低圧ター
ビン）の入口を、その順序で連結して、圧縮機駆動ター
ビンＧＴ（または高圧タービン）出口と、出力タービン
ＬＴ（または低圧タービン）入口を直結するバイパスパ
イプＰを設け、圧縮機駆動タービンＧＴ（または高圧タ
ービン）出口と熱交換器Ｅを結ぶ管路にバルブＶ＿１、
バイパスパイプＰにバルブＶ＿２をそれぞれ設けて、該
バルブＶ＿１、Ｖ＿２の開閉により燃焼ガスの流路を変
更する事によって、部分負荷時はタービン中間段落を通
過中の高温ガスにより圧縮機Ｃの出口空気を予熱し、高
負荷時には熱交換を行わず、単純サイクルガスタービン
とする事を特徴とする、ガスタービン。