JPS62500948A - ディアル圧力タ−ビンを備えた熱回収装置 - 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】 ディアル圧力タービンを備えたクハ回収装置行技術分野 本発明は、一般には、エンジンが発生した熱を利用して、（有段な仕事を行なう ためのディアル圧力タービンを駆動する）ガスを発生させるようにも゛り成され た熱回収装置に関する。更に詳しくは、本発明は、ディアル圧力タービンの構成 部分に取り付けられた、そのような熱回収装置の構成部およびこれら構成部相互 間のｈ′り造に関するものである。

背景技術 熱回収装置は、エンジンから発生した全エネルギを完全利用するように、所定の 装置内に組み込まれる。エンジン内で生じたエネルギのうち多量のものが、排気 装置およびウォータジャケットの冷却作用によって、失なわれる。公知の熱回収 装置では、排気装置内に各種の形式の熱交換器を設置して、排気中の熱を、後に 有段な仕事を形成するような形態に変換している。ランキンサイクル熱回収理論 は、良く知られており、そのサイクルにおいては、排気を利用して有段な仕事を 行なわせることによって、エンジンの全性能を増加させるポテンシャルが存在し ている。頻繁に用いられる工程は、水を蒸気に変換し、その蒸気を、ヒータなど の多種の用途に利用し、また蒸気タービンを駆動するために用いることである。

エンジンの排気装置を用いて水を蒸気に変換する場合に生ずる問題の１つには、 排気装置内に位置する熱交換器やボイ厚さは、ボイラ内の排気装置内に位置する 管の壁面温度に強く左右されるということが知られている。より低い温度で使用 する管が多くなれば、それだけすすの堆積も増加することは当然である。

すすの堆積に起因した損失が５％となるように装置を最適化するためには、全装 置の寸法および価格が３０％も嵩んでしまう。

上記のような排気装置内に位置するボイラー内の管が低温であることによって生 ずる別の重要な問題としては、この管の低すぎる温度に起因して排気ガス中から 多種のガスを発生させる傾向が生ずるということがある。これらのガスは、酸化 物を形成し、それが排気装置内の各種の金属に付性して、これらの金属の有効寿 命が短かくなってしまう。

各種のタービンが、ランキンサイクルシステムにおいて用いられてきている。こ のようなタービンの種類は、単一あるいは多段の高圧タービンから単一あるいは 多段の低圧タービンにまでわたっており、また、低圧および高圧タービンの混合 形態にまで及んでいる。使用タービンの形式を決定するにあたり考慮する主なこ とは、性能を最大化し、性能に対するコストを調整し、装置の全体寸法を調整す ることである。タービンの段を多くすればするほど、装置の効率は良くなること が一般に知られている。しがし、使用する段の数の増加に伴なって、タービンの コストが高くなり、しかも寸法も増大してしまう。多くの場合において、付加さ れた段のコストは、それによって装置に付加された性能よりも割高になってしま う。

デュアル圧力タービンにおいて、そのうちのあるものは、高圧蒸気を高圧側への み向けて供給し、これに対して低圧蒸気を低圧側へ向けて供給し、その後出ロボ ートへ向わせるようになっている。これらのものは、蒸気中に存在する利用可能 な仕事の全てを効率良く利用できず、そうしようとすればタービンの段を多数使 用しなければならないので、全コストが大幅に高くなってしまう。

他のディアル圧力タービンのなかには、単一の高圧力段あるいは複数の高圧力段 からの排出蒸気が、混合室に向けられ、そこにおいて、（）１出蒸気と低圧蒸気 が混合され、それらが低圧力投内へ供給されるようになったものがある。上記の 混合室を配；δする主な目的は、高圧力段からの蒸気の温度、圧力および流速の それぞれを、低圧力段に供給ずみのに先立って、低圧蒸気の温度、圧力および流 速に等しくするためである。通用使用されるかかる混合室は、装置の寸法を増加 させてしまうと共に、その室内に不所望の乱流が生ずるおそれもある。

本発明の目的は、上述した問題点を解消することにある。

発明の開示 本願の第１発明は、熱エネルギをエンジンおよび排気装置から取り出して伝達す るための液体冷却装置を備えたエンジンに用いる熱回収装置を提供することにあ る。本発明の装置は、第」、第２および第３の熱交換器を有している。第１の熱 交換器は、入口ポートおよび出口ボートを有し、液体冷却装置に対して熱を伝達 する配置関係となっている。第２の熱交換器は、入口ボートと出口ボートとを有 し、排気装置に対して、熱を伝達する配置関係となっている。また、第３の熱交 換器も入口ボートおよび出口ボートを有し、排気装置に対して、熱を伝達する配 置関係となっている。上記のゴ目および第３の熱交換器に対しては、圧力流体源 が接続されている。本発明は、この流体源から供給される流体を予熱するための 手段が配置されており、この手段は、流体源、第１および第２の熱交換器の間に 位置している。本発明は、上記の予熱された流体の一部を予め設定した圧力で、 第１の熱交換器の入口ボートへ向けて制御可能に供給するだめの第１の手段が配 置されており、これによって予熱した流体の一部が予め設定した圧力でガスに変 換されるようになっている。また、この第１の手段は、その後そのガスを第１の 熱交ＦＪＷの出口ボートから第２の熱交換器の入力ボートに向けて供給するだめ のものであり、これによって、ガスは予め設定した圧力の下で過熱されて、予め 設定した温度まで上昇する。また、本発明は、第２の手段を有し、この手段によ って、予め加熱した流体の残りの部分を、」二記載１の手段からのガス圧力より も高い設定圧力の下で、第３の熱交換器の入ロボートヘ向けて供給し、これによ って、この流体の残りの部分をこの高い設定圧力の下でガスに変換し、過熱し、 第１の手段からのガス温度よりも高い設定温度にする。本発明の装置は、更にデ ュアル圧力タービンを有しており、このタービンは、第３の熱交換器の出口ポー トに接続された高温高圧入口ポートと、第２の熱交換器の出口ボートに接続され た低温低圧入口ボートと、排出ガスを流体に変換するように構成された圧縮器に 接続した出口ボートと、出力軸とを有している。この出力軸は、第２および第３ の熱交換器を通って方向付けされ、そこから出された過熱ガスに応じて、デュア ル圧力タービンから出力される仕事力を伝達するように構成されている。

本願の第２の発明は、内部を流通するガス流里に応じて、出力を発生するデュア ル圧力タービンを提供することにある。本発明のデュアル圧力タービンは、ハウ ジングを有しており、このハウジングは、設定高圧値の下で、設定高温まで過熱 されたガスを発するガス源に接続するように構成した第１の入口ボートを備えて いる。このハウジングの内部において、第１の段が設定され、この第１の段は、 第１のローター室と、この第１のローター室内に回転可能に配置され、外周に複 数のブレードを有する第１のローターと、第１の入口ボートと定められた数の第 １のブレード群に隣接した第１の＋１−クー室とを相互に接続する複数個の第１ のノズルノＩＹと、少なくとも設定された数のブレードにＹにＶＡｌＢした第１ のローター室に接続した出Ｅ１通路とを有している。また、上記のハウジング内 において第２の段が設定され、この第２の段は、第２のり−ター室と、外周に複 数個の第２のブレード群を有し、第２のロークー室内に回転可能に配置され、第 １のローグーに連結された第２のローターと、複数の第２のブレード群に隣接配 置され、第２のロークー室のまわりに等しい間隔で開口した複数個の第２のノズ ル群と、第２のローター室に接続された出口通路とを有している。上記ハウジン グ内には、第２の人口ボートが配置され、このボートは、設定高圧よりも低い設 定圧力の下で、過熱されて設定高温よりも低い温度とされる第２のガス源に接続 されるように構成されている。この第２の入口ボートを複数の第２のノズルに接 続するための第１の通路手段が配置されており、これによって、第２のガス源か らのガスは、設定流速で複数個の第２のノズル群に対して、はぼ軸方向の向きに 供給される。また、第２の通路手段が配置され、これにより第１の段の出口通路 が複数の第２のノズル群に接続され、第１の段の出口通路からのガスは、第２の ガス源からのガス流速とほぼ同一の流速で、複数の第２のノズル群に対して、は ぼ軸方向の向きに供給される。

本発明によって提供される熱回収装置によれば、エンジンの発生熱を完全利用し てデュアル圧力タービンが駆動され、有段な仕事が行なわれる６本発明の冷却装 置、更に特定すると、エンジン換器を通過して、流体をガスに変換し、その後こ のガスをタービンにおいて効率良く用いられるように過熱している。エンジンか ら発生する他の熱源、例えばオイル潤滑装置により、十分な熱が供給されて流体 の予熱が行なわれ、その後その予熱された流体が、Ｉｎ気装置に対して熱を伝達 する配置関係にある第３の熱交換器内に専入される。この配置関係によって、熱 交換器の大口ボートにおける温度の上昇状態が保持され、それによって、ずずの ＩＩｔ積問題が解決され、また、酸性ガスの発生問題が解決される。本発明のデ ュアル圧力タービンにおける第１および第２の通路手段によって、第１の段の出 口通路および第２のガス源からの各ガスの温度、圧力、および流速が、第２の段 に入る前にほぼ等しくされる。

このような本発明の構成により、第１および第２の段の間に混合室が不要となり 、これによって、この混合室内に生ずる乱流のおそれも解ンｉ′１される。

園皿旦頂Ｊｎ丸吸 第１図は本発明の一実施例に組み込まれる熱回収装置の一部を示すＩＱ略構成図 、 第２図は第１図の構成部分の一部を拡大して示す部分断面図、第３図は第２図の ｍ　−ｔｏ線で切断した部分を示す部分断面図、第４図は第２図の第１のロータ ーの３個のブレードと１本のノズルとを実際の配置関係で示す拡大部分断面図、 第５図は第２のＶ−Ｖ線で切断した部分を示す部分断面図、第６図は第５図のｖ ＋−ｖ＋Ｈで切断した部分を示す断面図である。

Ｕを−・乍するための最４のヅ筐 図面を参照するに、特に第１図から明らかなように、熱器収装ＵＩＯはエンジン １２に取り付けて使用するようになっている。

このエンジン１２は、液体冷却装置１４と排気装置１６とを有している。上記の 液体冷却装置は、エンジン内のウォータジャケット（図示せず）を介して冷却流 体を循環させるためのポンプ１８と、冷却流体の温度制御を行なうように構成さ れたサーモスタット２０とをイ１し、また、冷Ｊｕｌライン２２が取り付けられ ている。

上記のＩＪＦ、気装置１Ｇは、エンジンに接続したＩＪＦ気マニホールド・バイ ブ２４を１丁している。

また、エンジン１２はオイル冷ノＪＩ装置２Ｇを有しており、この装置２Ｇはオ イルポンプ２日を有している。このオイルポンプ２８によって、エンジン１２の 高温潤滑油をオイルクーラー３０、およびそごに接続した接続ライン３２．３４ に循環させる。これらのｔＤ　’ｋｈライン３２．３４によって、オ・イルを連 続してエンジン１２からオイルクーラー３０を介して再びエンジン１２へ戻すν ＩＩ＋原路が形成される。

本例の装；η１０は、圧力流体源として、例えばポンプ４０を有している。この ポンプ４０は、流体例えば水を導管４４を介してリザーバ４２から吸い上げる。

ライン４４内には、流体ポリシャー４６が配置され、水から１Ｊｔ物およびその 他の析出物を除去するようになっている。また、補給水源４Ｂが配置されており 、これによってリザーバ４２の水位が低下したときにはそこに水を補給する。

手段５０は、ポンプ４０から吐出された水を予熱するために配置されている。こ の予熱手段５０は、オイル冷却装置２６と、専管５６を介してポンプ４０に接続 した第１の流体通路５４を備えたハウジング５２とを有している。この４督５６ にはリリーフバルブ５７が接続されており、これによって、導管５Ｇ内の最大流 体圧が制御される。ハウジング５２は、オイル冷却袋￥ｔ２６の４管３２内に位 置し、このハウジング内においてＷ管３２と相互に接続した第２の流体通路５８ を形成している。この第２の流体通路５日は、第１の流体通路に対して、熱伝達 を行なう配置関係に取り付けられ、エンジン１２の高温オイルが有する熱エネル ギを、第１の流体通路５４を流れる水に伝達する。

第１の熱交換器６０は、導管６２によって上記の予熱手段５０に接続されている 。この第１の熱交換器６０は、入口ボート６４と、出口ボート６６と蒸発器６８ を有している。蒸発器６８は、これら入口ボート６４と出口ボート６６とを連通 ずる゛第１の流体通路７０を有している。第２の流体通路７２は、蒸発器６８内 に位置し、冷却ライン２２に接続されており、これによって、エンジン冷却流体 がポンプ１８により連続して循環される。この第２の流体通路７２は第１の流体 通路に対して、熱伝達を行なう配置関係となるように取り付けられ、第２の流体 通路７２のエンジン冷却流体に保持された熱エネルギが、第４の流体通路７０内 の流体、すなわち水に伝達されるようになっている。かかる熱エネルギは、第１ の流体通路７０内の水を蒸気に変化させるのに十分な高さを有している。

第２の熱交換器７４は、入口ポート７６と出口ボート７８を有し、排気マニホー ルド・バイブ２４内に位置している。導管８０によって、この第２の熱交換器７ ４０入口ポートが第１の熱交換器６０の出口ボート６Ｇに接続されている。

第３の熱交換器８２は入口ポート８４と出口ボート８日を有し、排気マニホール ド・パイプ２４内に位置している。導管８８によって、この第３の熱交換器８２ の入口ボート８４が導管６２に接続されている。

第１の手段９０は、設定圧力下で予熱された流体の一部を第１の熱交換器６０の 入口ポート６４へ向けて供給し、この流体を設定圧力にほぼ等しい圧力の蒸気に 変換するためのものである。また、この第１の手段は、変換後の蒸気を第１の熱 交接器６０の出供給し、この設定圧力を有する蒸気を設定温度にまで過熱するだ めのものである。この供給方向を制御するための第１の手段９゜は、流星ｊｌｊ Ｊ　！１ブｉ９２を有し、この弁は、第１の熱交換器の人口ボート６４と、専管 ８８と６２との接続点との間に位置するλｅ管６２に配置されている。

第２の手段９４は、予熱した流体の残りの部分を、第１の手段９０から供給され る予熱した流体の設定圧力よりも高い設定圧力で、第３の熱交換２″＆８２の入 口ボート８４に向けて供給し、この流体を高い設定圧力の下で、蒸気に変換し、 第１の手段９ｏからの蒸気温度よりも高い設定温度となるまで過熱させるための ものである。この第２の方向制御手段は、４管８８に取り付けた第２の流！ｒｔ 調整弁９６を有している。

デュアル圧力タービン１００は、熱回収装置ｌＯに取り付けられており、専管１ ０４を介して第３の熱交換器８２の出口ボート８６に接続した第１の入口ボート １０２を備えたハウジング１０１と、導管１０８を介して第２の熱交換器の出口 ボート７８に接続した第２の人口ボート１０６と、４管１１４を介して復水器＋ １２に接続した出口ボート１１０を有している。復水２Ｈ１２がら送り出される 凝縮流体は、直接にリザーバ４２に戻されて、熱回収装置ｌＯにおける再利用に 供される。

出力軸１１６は、デュアル圧力タービン１００を、エンジン１２によって駆動さ れる共通ｆ＋、ｒ：１１１Ｂに連結するためのものである。

第２図において最も良く示しであるように、第１の段１２０は、ハウジング１０ １内に位置し、第１のローター室１２２と、この第１のローター室１２２内に回 転可能に位置する第１のローター１２４と、このローター１２４の外周に等しい 間隔毎に固着された複数個の第１のブレード群＋２６と、第１の人口ボート１０ ２と第１のロークー室１２２とを相互接続する複数個の第１のノズル１２８と、 出口通路１３０を有している。

図示が節１ｉ１となるように、ノズル１３２は、第２図においてはその本来の位 置から９０゛回転さ−Ｕた位置に示しである。従って、図示のノズル１３２は、 ９０゛回転させて、第４図にその本来の位置を示すように、頂面内に位置させる 必要がある。第１のノズル群を構成する各ノズル１３２は、第４図により分り易 く示されているように、８・１形の口をした入口＋３４を有しており、この人口 １３４の形状は、スロート部１３６の直径の１／２に等しい曲率半径によって規 定されている。スロート部１３６は、このスロートの直径の１／２に等しい材軸 方向の直線長さを有している。

出口部１３８は円錐面を有し、この面は約１０’の夾角を有している。第２図お よび第３図にも示すように、各ノズル１３２の出口部１３８は、第１のローター 室１２２内に開口している。複数個のノズル群＋２８は、約１３Ｇ°の円弧にわ たって配列されており、複数個のブレード群１２６に隣接した第１のローター室 １２２内に開口している。

複数個のブレード群１２６を構成する各ブレード１４０の形状は、各ブレード間 の通路１４２が一定の幅となるように形成されている。各ブレード１４０の高さ と幅は、ノズル群１２８の出口部１３８の小さい方の直径の高さとほぼ等しい。

第２の段１５０は、ハウジング１０１内に位置し、第２のローター室１５２と、 このローター室１５２内に回転可能に配置された第２のロークー１５４と、この ローター１５４の外周囲に等しい間隔毎に固着された複数個の第２のブレード群 １５６と、この第２のブレード群に隣接した第２のローター室１５２内に開口し た、等しい間隔をおいて配置された複数個の第２のノズル群１５Ｂと、出口通路 １６０とを有している。

第１の通路手段１６２は、第２の入口ボート１０Ｇを第２のノズル群１５８に接 続するためのものであり、この手段によって、供給源、例えば第２の熱交ＩｆＡ 器７４から送り出される蒸気は、複数個の第２のノズル群１５８のノズルにおけ る第１の部分に向けて、設定流速で材軸方向に供給される。この第１の通路手段 １Ｇ２は、第５図および第６図に更に良（表わされているように、第２の人口ボ ート１０６に接続した円弧状のスロット１６４を有している。この第２の入口ボ ート１０６との接続領域において、スロット１６４は定められた断面積を有し、 約２００°にわたる弧を形成している。このスロット断面積は、スロットがノズ ル群１５８へ向って延びるのに伴なって、減少している。２００°の円弧角は、 はぼ一定に維持され、このスロ７）は複数個の第２のノズル群１５８に対して、 はぼ材軸方向に向って開口している。

第２の通路手段１７０は、第１の段１２０の出口通路１３０を複数本の第２のノ ズル群１５８における他の’ＩｔＢ分に接続するためのものであり、この手段に よって、第１の段階１２０の出口通路１３０から送り出される蒸気が、第２の入 口ボート１０６から送り出される蒸気の設定流速とほぼ同一の流速で、第２のノ ズル群１５８の他の部分に対して、材軸方向に方向付けされて供給される。この 第２の通路手段１７０は、第５図および第６図に更に良く表わされているように 、第２の第１の段階１２０の出口通路１３０に接続した円弧状のスロット１７２ を有している。この出口通路１３０との接続領域において、スロット１７２は定 められた断面積を有し、約１６０”にわたる弧を形成している。このスロット断 面積は、スロットがノズル群１５８へ向って延びるのに伴なって、増加している 。１６０°の円弧角は、はぼ一定に維持され、このスロットは複数個の第２のノ ズル群１５８に対して、はぼ材軸方向に向って開口している。

第３の段１８０は、ハ・ウジフグ１０１内に位置し、第３のローター室１８２と 、このローター室内に回転可能に配置された第３のローター１８４と、このロー ター１８４の外周囲に等しい間隔毎に固着された複数個の第３のブレード群１８ ６と、この第３のブレード群に隣接した第３のローター室１８２内に開口し、等 しい間隔をおいて配置され、しかも第２の段１５０の出口通路に接−統された複 数個の第３のノズル群１８８と、出口ボート１１０に接続した出口通路１９０と を有している。

なお、本発明から逸脱することなく、本例の熱回収装置においては、各種の流体 を用いることが可能であることは明らかである。

しかるに水は利用しやすく、しかも多量のエネルギを吸収可能なので、特に好ま しい。

産業上の利用可能性 本例の熱回収装置ｌＯの動作中においては、リザーバ４２から送出された水は、 ポンプ４０に吸い上げられた後、リリーフ弁５７によって規定される設定圧力、 例えば２１４０ｋＰａ（３１０ｐｓｉ）の圧力で、導管５６内へ向けて送出され る。この水は、ポリシャー４６によって十分な清浄が行なわれるので、不純物や 析出物が通過してしまうことはない。これらの不純物が通過してしまうと、それ らによって石灰等が装置内に生成され、それによって、熱回収装置の性能が減少 してしまうおそれがある。

導管５６内の加圧水は、予熱手段５０の第１の通路５４を通って流れ、潤滑装置 の高温オイルによって、予熱される。このオイＦ）まで予熱される。ここに、こ の管５Ｇ内の水は加圧４Ｋ　ｍにあるので、蒸気には変換されることはない。

このように予熱された水は、導管６２を通って、第１の熱交換器６０の蒸発器６ ８に向けて供給される。Ｒ管６２に配置した流星調整ゴ＋、９２によって、第１ の熱交換器６０内への流星が制？ｆｆＵされ、また、その流体圧がほぼ！３０　 ｋＰａ　（１９ｐｓｉ　）に制御される。予熱水が蒸発器６８の第１の流体通路 ７０を通過していくあいだに、エンジン１２のジャケット・ウォータから発生し た第２の流体通路７２内の熱により、その予熱水に熱エネルギが加えられ、これ によって、予熱水が蒸気に変換される。ウォータ・ジャケット内の流体温度が約 １２１℃（２５０°Ｆ）であり、またその流体圧が約１３０ｋｌ’ｉ１であるの で、蒸気に変換された水は、温度１２０℃、圧力が１３０ｋＰａで送り出される 。第１の熱交換器６０から送り出された蒸気は、第２の熱交換器７４へ向けて供 給され、その交換器フイにおいて過熱されて、その温度が約！８２℃（３６０＠ Ｆ）になる。

エンジンｔＪ）気は、第２の熱交換器７４内において蒸気を過熱するために利用 される。エンジンから排出されるときの１ノド気の温度は、約４６０℃（８６０ ”Ｆ）である、この第２の熱交換器７４の大きさを選ぶことによって、蒸気は、 設定温度にまで加熱され、また設定圧力値である１３０ｋＰａに維持される。

立管６２内における残りの予熱水は、４管８８を通って、第３の熱交換器８２へ 向けて供給される。この導管の流ｈ１調整弁９Ｇによって、この熱交！Ａ２３８ ２内への’ｔＡ　ｈｔが制御され、またその流体圧力が約１７２４　ｋＰａ（２ ５０ｐｓｉ）に制１１１１される。第３の熱交換器８２の大きさを適切に設定す ることにより、第３の熱交換器内へ流入した予熱水が蒸気に変換されると共に、 約４１５℃（７８０＠Ｆ）まで加熱され、またその圧力が１７２４　ｋｐａの値 に維持される。

１ノＦ気が第２および第３の両熱交喚器７４．８２を通過し終えた後においては 、その排気中の多■の熱エネルギが使用されたことになり、従って、排気温は＋ Ｊト気マニホールド・パイプから放出されるときに約２０４℃（４００°Ｆ）と なる。

ポンプ４０から吐出された水の予熱をオイル冷却袋ｖ１２Ｇ内の熱エネルギを利 用して行なうことにより、また、予熱水の一部の蒸気への変換をエンジンのジャ ケット・ウォータ内の熱エネルギを利用して行なうことにより、排気装置内に存 在する熱エネルギーの呈は、残りの水を蒸気に変換し、また多ヱの蒸気をそれぞ れ予め設定した温度まで加熱するのに十分なものとなっている。このような構成 によって、エンジン１２の保有熱エネルギが最も効率良く利用される。更には、 ジャケット・ウォータの発生熱エネルギは消散されるので、本例の装置において は通常はラジエタが不要となる。第２および第３の熱交換２′＆７４．８２に流 入する全流体の温度を設定値よりも確実に高くなるようにすることにより、すす の発生、酸化物の生成という問題はほとんど解消される。この結果、装置の性能 が改善され、また、ｌＩ−電装ｒＩ１１Ｇ内に位置する第２および第３の熱交換 器７４．８２を構成する各部分のソト命が長くなる。

デュアル圧力タービン１００は、過熱蒸気を有用な仕事に変換するために利用さ れる。圧力が１７２４ｋＰａで、４６０℃に過熱された蒸気は、デュアル圧力タ ービン１００の第１の入口ボート１０２に供給され、一方、圧力が１３０ｋＰａ で、１２１℃に過熱された蒸気は第２の入口ボート１０６に供給される。

第１の入１］ボート１０２において、過熱蒸気は、複数本の第１のノズル７ｆｆ 　Ｉ　２８を通って、第１のローター室＋２２へ向けて供給される。発生した過 熱ｉへ気の量および圧力に基づいて、７本のノズル＋３２が使用されて、過熱蒸 気が第１の段のｒＩ−クー１２４のブレードｊｉＹ　１２　Ｇに向けて供給され る。

９木の各ノズルの形状に応じて、蒸気の流速が増加されて、超音速ごブレードに 衝突する。第１の段におりる効率を最良にするには、過熱蒸気の流速を高め、ノ ズル出口の間ド３を非常に狭くし、ローター１２４上のブレード１２６間の一定 間隔を調整すれば良い、また、各ブレード１２Ｇの高さと幅は、各ノズル出口１ ３８の小さい側の直径の高さとほぼ同一である。これらの構成関係によって、５ ０．００　Ｏｒｐｍという好ましい速度がｊｉｉられる。

第１の段のロークー１２４のブレード１２６から送り出される過熱蒸気は、その 流速が約１３７　ｍ／！＋ｅｃ　（４５０ｆｔ　／ｓｅｃ　＞、温度が約１８２ ℃（３［ｉｏ”Ｆ）であり、また圧力が約＋３０ｋ　Ｐａ（＋　９　ｐｓｉ　） となっている、第１の段に入る側の蒸気とそこから送り出される側の蒸気との間 の圧力差によって、第１の段のタービンは約＋３：１の圧力比を有することにな る。次に、過熱蒸気は円弧状スロット１７２に入り、複数本の第２のノズル群１ ５Ｂに向けて供給される。この円弧状スロットの断面積が増大することに起因し て、過７（−流体は、複数本の第２のノズル群１５８内に入るのに先立って、そ の流速が約７６ｍ／ｓｅｃ　（２５０ｆｔ／５ａｃ）にまでσ友達される。また 、この円弧状スロット＋７２の円弧角が約１６０’であるので、第１の段から送 り出された過熱蒸気は、この円弧状スロット１．７２の円弧角に対応する第２ノ ズル群１５８の一部分に向けて供給される。

第２の大口ボー）１０６において過熱蒸気は、円弧状スロット１６４を通って複 数本の第２のノズル群１５８に供給される。この第２の入口ボーＩ・での過熱蒸 気の流速は約３０ｍ／５Ｃａ（１００ｆｔ　／ｓａｃ　）であり、その温度は約 １８２℃である６円弧状スロット１６４の断面積は、複数本の第２のノズル群１ ５Ｂへ向かうにつれて減少しでいるので、蒸気の流速は、第２のノズル群１５８ ので、第２の人口ボートから送り出された過熱乞気は、このスロット＋６４の円 弧角に対応した第２のノズルＪ！ｆｌ　５８の残りの部分に向けて供給される。

蒸気流に乱れが」；することを解ｈ′ｊするために、過熱流を、第２のノズル群 １５８に対して、材軸方向に向けて供給することが好ましい。また、タービンｌ ＯＯの性能の最大化を図るために、第２の人口ボート１０６および第１の階１２ ０の出口通路＋３０から送り出されるそれぞれの過熱蒸気の温度、圧力および流 速を、第２のノズル群１５８に供給する前にほぼ等しくずべきである。

第１の段＋２０が単に、進入率が約３７．８％の一部進入段である場合には、第 ２の段１５０は、２つの５′＋５なる供給源から送出される過熱蒸気を受け入れ る全進入段である。第２の段階１５０から放出された過熱蒸気は、第３の全進入 段！８０における第３のノズル群１８Ｂに入る。この第３の段１Ｂ’Ｏから出た 過熱蒸気は出口ボートｌｌＯを通って、復水器１１２へ向けて供給され、そこに おいて、水に還元されてリザーバ４２へ戻される。

上述したように、本例の熱回収装置によれば、作業能率が２０％を超える装置が 実現でき、この装置のデュアル圧力タービン＋００は、８０％を超える作業能ネ を有し、エンジン１２の発生熱エネルギを最大の効率で利用することができる。

３つの段を有するデュアル圧力タービン１００によれば、第１の段のロークープ レー１′に対して蒸気が超音速でｆ＋ｉ突する第１のインパルス段を用いること により、エンジン１２の熱エネルギを利用して発生させた過熱蒸気を最大の効率 で利用できる。また、第１の段から放出される蒸気および第２の入口ボートに入 る蒸気の流速は、それらが第２の段階に入るときにほぼ等しくなるように制御さ れろ。

第２および第３の段階は、全進入遷音速反応段である。上記の３つの段を有する デュアル圧力タービンによれば、過熱蒸気が、各段階の全てのｊｍ路部分におい て、過熱状態に維持される。これらの各段のいずれかにおいて水滴が４１した場 合には、その水滴によって、部材が腐食してＩＸ１傷が生じ、デュアル圧力ター ビンの有効寿命が短かくなってしまう。

本発明の他の形態、目的および利点は、図面、明細書および添付した請求の範囲 から理解できる。

図面の簡単な説明 国際調査報告 、。１ａｎｎ＋ｎｗａｌ　Ａ工に、、、、、、Ｎ、、　ＰＣＴ／ＵＳ　１１５１ ０００５２１＋１１１Ｍ１ｉ、Ｉｌ＋□□ＡＩ１．、．０１．。１１゜　２Ｃτ ／ＵＳ　う５／りＣり５：Ａ：１ＮＥＸ　Ｔｏ　Ｚ＝Ｅ　ＩＮＴ：、ＩＪ詰τＩ ＣＮＡＬ　５ＥＡＲＣＨＲ二？ＯＲＴ　ＵＮτｈｅ　Ｅｕｒｏｐｅａｎ　？ａｔ ｅ＊ｔ　０ｆｆｆｉｃｅ　ｉｓ　ｉｎ　ｎｏ　ｗａｙ　１ｉａｂｌｅ　５ｏｒ　 ：ｈｅｓｅｐａｒｔｉｃｕｌａｒｓ　ｗｈｚｃｈ　ａｒｅ　ｍｅｒｅｌｙ　ｇｉ ｖｅｎ　ｆｆｏｒ　ｔｈａ　ｐｕｒｐｏｓｅ　ｏｆｉｎｆｏｒｍａｔｉｏｎ。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １．エンジンから熱エネルギを取り出して移送する液体冷却装置（１４）および 排気装置（１６）を備えた、エンジンの熱回収装置であって、 入口ポート（６４）および出口ポート（６６）を有し、液体冷却装置（１４）に 対して熱伝達を行う配置関係となっている第１の熱交換器（６０）と、 入口ポート（７６）および出口ポート（７８）を有し、排気装置（１６）に対し て熱伝達を行う配置関係となっている第２の熱交換器（７４）と、 人口ポート（８４）および出口ポート（８６）を有し、排気装置（１６）に対し て熱伝達を行う配置関係となっている第３の熱交換器（８２）と、 第１および第３の熱交換器（６０、８２）に接続された圧力流体の供給源（４０ ）と、 供給源（４０）と第１および第３の熱交換器（６０、８２）との間に配置され、 供給源（４０）からの流体を予熱する予熱手段（５０）と、 予熱した流体が設定圧力の下でガスに変換されるように、予熱した流体の一部を 設定圧力で入口ポート（６４）に向けて制御可能に供給すると共に、この結果生 じたガスが設定圧力の下で設定温度に過熱されるように、第１の熱交換器（６０ ）の出口ポート（６６）からのガスを、第２の熱交換器（７４）の入口ポート（ ７６）に向けて供給する第１の手段（９０）と、予熱した流体の残りの部分が、 第１の手段（９０）のガス圧力よりも高い設定圧力の下でガスに変換され、この 結果生じたガスが第１の手段（９０）からのガス温度よりも高い設定温度に過熱 されるように、予熱した流体の残りの部分を第１の手段（９０）からの流体にお ける設定圧力よりも高い設定圧力で、第３の熱交換器（８２）の入口ポート（８ ４）に向けて制御可能に供給する第２の手段（９４）と、 第３の熱交換器（８２）の出口ポート（８６）に接続された高温高圧入口ポート （１０２）、第２の熱交換器（７４）の出口ポート（７８）に接続された低温低 圧人口ポート（１０６）、排出されたガスを流体に変換するように構成された復 水器（１１２）に接続された出口ポート（１１０）、第２および第３の熱交換器 （７４、８２）のそれぞれを通って、それらから送り出された過熱ガスに応じて 、デュアル圧力タービン（１００）から出力された仕事力を伝達するように構成 された出力軸（１１６）と、を備えたことを特徴とする熱回収装置（１０）。 ２．請求の範囲第１項に記載の熱回収装置（１０）において、第１の熱交換器（ ６０）は、この第１の熱交換器における入口ポート（６４）と出口ポート（６６ ）とを接続する第１の流体通路（７０）と、この第１の流体通路（７０）に対し て熱伝達を行う配置関係にとり付けられていると共に、液体冷却装置（１４）に 接続された第２の流体通路（７２）とを有し、エンジン（１２）の側から第２の 流体通路（７２）を通って伝導された流体内のエネルギによって、第１の流体通 路（７０）に流入する流体が加熱され、ガスへ変換されるようになっていること を特徴とする熱回収装置（１０）。 ３．請求の範囲第２項に記載の熱回収装置（１０）において、第１の手段（９０ ）は、第１の熱交換器（６０）の蒸発器（６８）に供給される流量およびその圧 力値を制御するように構成された流量調整弁（９２）を有していることを特徴と する熱回収装置（１０）。 ４．請求の範囲第３項に記載の熱回収装置（１０）において、予熱手段（５０） は、圧力流体源（４０）を流通させる第１の流体通路（５２）と、この第１の流 体通路に対して熱伝達を行う配置関係にとり付けられていると共に、オイル冷却 装置（２６）に接続された第２の流体通路（５８）とを有し、オイル冷却装置（ ２６）内のオイルによって、予熱手段（５０）の第２の流体通路（５８）を通っ て熱エネルギが搬送され、第１の流体通路（５４）内に流入する流体の加熱が行 われるようになっていることを特徴とする熱回収装置（１０）。 ５．請求の範囲第４項に記載の熱回収装置（１０）において、第２の手段（９４ ）は、圧力流体源（４０）から供給される流量およびその圧力値を制御するよう に構成された流量調整弁（９６）を有していることを特徴とする熱回収装置（１ ０）。 ６．請求の範囲第５項に記載の熱回収装置（１０）において、エンジン（１２） は内燃機関であることを特徴とする熱回収装置（１０）。 ７．請求の範囲第６項に記載の熱回収装置（１０）において、内燃機関（１２） は、圧縮点火形式のものであることを特徴とする熱回収装置（１０）。 ８．請求の範囲第７項に記載の熱回収装置（１０）において、圧力流体源（４０ ）からの流体は水であり、ガスは蒸気であることを特徴とする熱回収装置（１０ ）。 ９．請求の範囲第１項に記載の熱回収装置（１０）において、デュアル圧力ター ビン（１００）は第１の段（１２０）を内臓したハウジング（１０１）を有して おり、第１の段（１２０）はローター（１２４）を有しており、このローターは その外周に複数のブレード（１２６）が固着され、ローター室（１２２）内に回 転可能に位置しており、また、デュアル圧力タービン（１００）は、高温高圧入 口ポート（１０２）と、ローター室（１２２）および複数本のノズル群（１２８ ）に接続された出口ポート（１３０）とを有し、この出口ポート（１３０）は、 、複数のブレード群（１２６）のうちの定められた数のブレードに隣接したロー ター室（１２２）と高温高圧入口ポート（１０２）とを相互接続しており、前記 複数本のノズル群（１２８）は、高温高圧ガスの流速を増加させて、そのガスを 超音速で複数のブレード群（１２６）に衝突させるように構成されていることを 特徴とする熱回収装置（１０）。 １０．請求の範囲第９項に記載の熱回収装置（１０）において、デュアル圧力ク ービン（１００）は、ハウジング（１０１）内に配置された第２の段（１５０） を有し、この第２の段（１５０）は第２のローター（１５４）を有し、このロー ターはその外周に複数の第２のブレード群（１５６）が固着され、回転可能に第 ２のローター室（１６０）内に配置されており、また、デュアル圧力タービン（ １００）は、低温低圧入口ポート（１０６）と、複数本の第２のノズル群（１５ ８）とを有し、この第２のノズル群（１５８）は、複数のブレード群（１５６） に隣接した第２のローター室（１６０）に開口していると共に、等しい間隔で配 置されていることを特徴とする熱回収装置（１０）。 １１．請求の範囲第１０項に記載の熱回収装置（１０）において、デュアル圧力 タービン（１００）は、入口ポート（１０６）における低温低圧ガスを、第２の ノズル群（１５８）の一部に供給する通路手段（１６２）を有し、低温低圧ガス が、設定流速でノズル群（１５８）の一部に対してほぼ材軸方向にむけて供給さ れるようになっていることを特徴とする熱回収装置（１０）。 １２．請求の範囲第１１項に記載の熱回収装置（１０）において、デュアル圧力 タービン（１００）は、第１の段の出口通路（１３０）のガスを、複数本のノズ ル群（１５８）における別の部分に供給する第２の通路手段（１７０）を有し、 第１の段（１２０）の出口通路（１３０）からのガスが、低温低圧入口ポート（ １０６）からのガスの設定流速とほぼ同一の流速で、複数本のノズル群（１２８ ）のうらの別の部分に向けてほぼ材軸方向に供給されるようになっていることを 特徴とする熱回収装置（１０）。 １３．請求の範囲第１２項に記載の熱回収装置（１０）において、第１の通路手 段（１６２）は、ハウジング（１０１）内に形成された円弧状のスロット（１６ ４）を有し、このスロットは、低温低圧入口ポート（１０６）と複数本のノズル 群（１５８）の一部分とを接続しており、またこのスロットはほぼ２００゜の円 弧を形成していることを特徴とする熱回収装置（１０）。 １４．請求の範囲第１３項に記載の熱回収装置（１０）において、第２の通路手 段（１７０）は、ハウジング（１０１）内に形成された円弧状のスロット（１７ ２）を有し、このスロットは、第１段（１２０）の出口通路（１３０）と複数本 のノズル群（１５８）の別の部分とを接続しており、またこのスロットは、ハウ ジング（１０１）内においてほぼ材軸方向に配置され、ほぼ１６０゜の円弧を形 成していることを特徴とする熱回収装置（１０）。 １５．内部を流通するガス流量に応じて出力を発生するデュアル圧力タービン（ １００）であって、 設定高圧力で設定高温に過熱されたガスの供給源に接続するように構成された第 １の入口ポート（１０２）を有するハウジング（１０１）と、 第１のローター室（１２２）と、外周に複数のブレード群（１２６）が固着され 、回転可能に第１のローター室（１２２）内の配置された第１のローター（１２ ４）と、複数の第１のブレード群（１２６）のうちの設定された数のブレードに 隣接した第１のローター室（１２２）と第１の入口ポート（１０２）とを相互接 続する複数本の第１のノズル群（１２８）と、少なくとう設定された数のブレー ドに隣接した第１のローター室（１２２）に接続された出口ポート（１３０）と を備え、ハウジング（１０１）内に形成されている第１の段（１２０）と、第２ のローター室（１５２）と、外周に複数のブレード群（１５６）が固着され、回 転可能に第２のローター室（１５２）内の配置され、第１のローター（１２４） に接続された第２のローター（１５４）と、複数の第２のブレード群（１５６） に隣接した第２のローター室（１５２）に開口し、等しい間隔に配列された複数 本の第２のノズル群（１５８）と、第２のローター室（１５２）に接続された出 口通路（１６０）とを備え、ハウジング（１０１）内に形成されている第１の段 （１２０）と、ハウジング（１０１）内に配置され、設定高圧より低い設定圧力 で設定高温よりも低い温度まで過熱されたガスの供給源に接続するように構成さ れた第２の入口ポート（１０６）と、第２の入口ポート（１０６）を複数本の第 ２のノズル群（１５８）に接続して、第２のガス供給源からのガスを、設定流速 でノズル群（１５８）に対してほぼ材軸方向にむけて供給するようになっている 第１の通路手段（１６２）と、 第１の段（１２０）の出口通路（１３０）を、複数本の第２のノズル群（１５８ ）に接続して、第１の段（１２０）の出口通路（１３０）からのガスを、第２の 供給源からのガスの設定流速とほぼ同一の流速で、複数本の第２のノズル群（１ ５８）に向けてほぼ材軸方向に供給するようになっている第２の通路手段（１７ ０）と、 を備えたことを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 １６．請求の範囲第１５項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１の通路手段（１６２）は、ハウジング（１０１）内に形成された円弧状のス ロット（１６４）を有し、このスロット（１６４）によって、第２の入口ポート （１０６）と複数の第２のノズル群（１５８）とが接続されていることを特徴と するデュアル圧力タービン（１００）。 １７．請求の範囲第１６項に記載のデュアル圧力タービン（ｌ００）において、 ハウジング（１０１）内に形成された第２の円弧状スロット（１７２）によって 、第１の段（１２０）の出口通路（１３０）と複数の第２のノズル群（１５８） とが接続されており、前記第１および第２の円弧状スロット（１６４、１７２） によって、複数本の第２のノズル群（１５８）に対して、ガスがほぼ材軸方向に 向けられるようになっていることを特徴とするデュアル圧力クービン（１００） 。 １８．請求の範囲第１７項に記載のデュアル庄カタービン（１００）において、 第１の円弧状のスロット（１６４）の断面積は、第２の入口ポート（１０６）と 複数本の第２のノズル群（１５８）の間において徐々に減少し、第２の入口ポー ト（１０６）からのガスの流速が、ほぼ設定流速にまで増加されるようになって おり、また、第２の円弧状のスロット（１７２）の断面積は、第１の段の出口通 路（１３０）と複数本の第２のノズル群（１５８）の間において徐々に増加し、 第１の段（１２０）からのガスの流速が、ほぼ設定流速にまで減少されるように なっていることを特徴とするデュアル圧力クービン（１００）。 １９．請求の範囲第１８項に記載のデュアル圧力クービン（１００）において、 第１の円弧状スロット（１６４）によって、第２の入口ポート（１０６）から送 り出されたガスが、複数本の第２のノズル群（１５８）の一部分の本数のノズル にのみ向けて供給され、また、第２の円弧状スロット（１７２）によって、第１ の段（１２０）の出口通路（１３０）から送り出されたガスが、複数本の第２の ノズル群（１５８）の残り本数のノズルにのみ向けて供給されるようになってい ることを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ２０．請求の範囲第１９項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１の円弧状スロット（１６４）は、ほぼ２００゜の円弧を形成していることを 特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ２１．請求の範囲第２０項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第２の円弧状スロット（１７２）は、ほぼ１６０゜の円弧を形成していることを 特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ２２．請求の範囲第２１項に記載のデュアル圧力タービンにおいて、ハウジング （１０１）内に形成された第３の段（１８０）を有し、この段（１８０）は、第 ３のローター室（１８２）と、このローター室内に回転可能に配置された第３の ローター（１８４）とを有し、この第３のローター（１８２）は、外周に固着さ れた複数の第３のブレード（１８６）を備えていると共に、第２のローター（１ ８８）に接続されており、また、第３の段（１８０）は、第２の段（１５０）の 出口通路（１６０）に接続された複数本の第３のノズル群（１８８）を有し、こ の第３のノズル群（１８８）は、複数の第３のブレード群（１８６）に隣接した 第３のローター室（１８２）に開口していると共に、等しい間隔で配列されてい ることを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ２３．請求の範囲第２２項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１および第２のガス供給源のガスは、蒸気であることを特徴とするデュアル圧 力タービン（１００）。 ２４．請求の範囲第１５項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 複数本の第１のノズル群（１２６）の各ノズル（１３２）は、高温高圧ガスの流 速を増加させて、それを超音速で第１のブレード群（１２６）のブレードに衝突 させるように構成されていることを特徴とするデュアル圧力タービン（１００） 。 ２５．請求の範囲第２４項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１および第２の通路手段（１６２、１７０）は、第１の段（１２０）の出口ポ ート（１３０）および第２の入口ポート（１０６）から送り出される各ガスの流 速、圧力、および温度を制御し、複数本の第２のノズル群（１５８）に流入する 全てのガスの流速、圧力および温度をそれぞれ等しくなるようにしていることを 特徴としるデュアル圧力タービン（１００）。 ２６．請求の範囲第２５項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１および第２のガス供給源がら供給されるガスは、蒸気であることを特徴とす るデュアル圧力タービン（１００）。 ２７．高温高圧ガスの供給源に接続するように構成された第１の部分進人段（１ ２０）と、 第１の段（１２０）の出口（１３０）および低温低圧ガスの供給源に接続するよ うに構成された第２の全進入段（１５０）と、第１の段（１２０）の出口（１３ ０）を、第２の段（１５０）の一部分にのみ接続する第１の手段（１７０）と、 低温低圧ガスの供給源を、第２の段（１５０）の残りの部分にのみ接続する第２ の手段（１６２）と、を有することを特徴とするデュアル圧力タービン（１００ ）。 ２８．請求の範囲第２７項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１の段（１２０）の一部分（１２８）によって、第１の段（１２０）内の高温 高圧ガスの流速が、超音速まで増加されるようになっていることを特徴とするデ ュアル圧力タービン（１００）。 ２９．請求の範囲第２８項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第１の段（１２０）の一部分（１２８）は、複数本のノズル（１２８）であるこ とを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ３０．請求の範囲第２７項に記載ノデュアル圧力タービン（１００）において、 第１および第２の手段（１７０、１６２）によって、各ガスの流速が制御されて 、各ガスの流速が第２の段（１５０）に流入するのに先立って、ほぼ等しくされ るよになっていることを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ３１．請求の範囲第３０項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 第２の段（１５０）の出口（１６０）に接続するように構成された第３の全進入 段（１８０）を有していることを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。 ３２．請求の範囲第３１項に記載のデュアル圧力タービン（１００）において、 ガスは、蒸気であることを特徴とするデュアル圧力タービン（１００）。