WO2012176254A1 - 閉サイクルガスタービン - Google Patents

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turbine
compressor
cycle gas
gas turbine
clutch
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敏彦 福島
忠彦 高松
山本　敬
幸男 葉山
元昭 宇多村
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C1/00—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid
    • F02C1/04—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid the working fluid being heated indirectly
    • F02C1/10—Closed cycles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D19/00—Starting of machines or engines; Regulating, controlling, or safety means in connection therewith
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/85—Starting

Definitions

  • the present invention relates to a closed cycle gas turbine that facilitates starting.
  • gas turbines that are widely used generally drive a compressor at about 55% of the turbine output, and the remaining 45% is used as power. For this reason, in order to improve the efficiency of the gas turbine, it is necessary to reduce the compressor driving power as much as possible.
  • Patent Document 1 As a means for reducing compressor drive power, compression efficiency is generally improved. However, a significant improvement that can reduce the compression power by half cannot be expected only by improving the efficiency of the compressor. On the other hand, as disclosed in Patent Document 1 and Non-Patent Document 1, if a closed cycle gas turbine using CO 2 as the working fluid is operated at supercritical pressure, the power for driving the compressor is 20 It is known that it can be reduced to about%.
  • Non-Patent Document 2 when a radial flow turbine is used as the turbine, the problem described in Non-Patent Document 2 occurs. That is, the radial flow turbine and the centrifugal compressor are structurally identical except that the flow direction of the working fluid and the rotation direction of the impeller are opposite to each other. When driven by a motor, centrifugal force acts on the working fluid in the impeller in the direction from the turbine outlet toward the inlet. In order to generate a flow from the turbine inlet to the outlet at the time of starting, it is necessary to apply a pressure difference between the inlet and the outlet to overcome this centrifugal force.
  • the compressor inlet state is set near a high density pseudo-critical point, and the turbine inlet is operated in a state close to perfect gas to reduce the compression power. Therefore, when the compressor and the turbine are designed under these conditions, the outer diameter of the turbine impeller is approximately twice the outer diameter of the compressor impeller.
  • the inlet / outlet pressure difference of the centrifugal compressor is proportional to the square of the outer diameter of the impeller if the rotational speed is the same, if the outer diameter of the turbine impeller is too larger than the outer diameter of the compressor impeller, the compressor is started at the start.
  • the centrifugal force generated in the turbine impeller is superior to the pressure difference between the turbine inlet and outlet generated in the above, causing a problem that the gas turbine cannot be started due to a backflow from the turbine inlet toward the compressor outlet.
  • the compressor outlet pressure is higher than the surge pressure, which may cause surging in the compressor and cause abnormal vibration of the pipeline and damage of the impeller and bearings.
  • the outer diameter of the turbine impeller in order to avoid the surging of the compressor and start the turbine, must be 1.3 times or less than the outer diameter of the compressor impeller. Yes.
  • the turbine when the turbine is an axial flow type, there is no reverse flow at the time of starting unlike a radial flow turbine, but there is a great difference in the mass flow rate between the compressor and the turbine. That is, as described above, at the design point of the closed cycle gas turbine using CO 2 as the working fluid, the density of the working fluid at the compressor inlet is more than four times the density at the turbine inlet. To equalize the mass flow rate of the compressor, the compressor air flow must be less than 1/4 of the turbine air flow. Since the density of the working fluid at the compressor and the turbine inlet is equal at the time of start-up, when driven by a motor, the mass flow rate of the compressor becomes 1/4 or less of the turbine, and the closed cycle cannot be increased and the operating condition cannot be reached.
  • Patent Document 2 discloses a technique in which a bypass valve for bypassing a turbine is provided and the bypass valve is fully closed at the start, and then the opening degree of the bypass valve is adjusted to control the gas turbine safely.
  • the turbine is installed in the main flow and the working fluid can always pass through. Therefore, when a radial flow turbine is used, the reverse flow at the start cannot be prevented.
  • the turbine flow rate becomes excessive and the cycle cannot be increased.
  • Patent Document 3 in a system for driving a turbine with exhaust gas of an internal combustion engine, a valve for shutting off the exhaust gas to the turbine and a valve for bypassing the turbine are provided, and the exhaust gas is selectively circulated to the turbine or released to the atmosphere. Techniques for making them disclosed are disclosed.
  • the internal combustion engine is a turbine-driven power source, and the optional turbine can be started if the internal combustion engine is in operation. For this reason, this technology cannot cope with the start-up problem peculiar to the closed cycle gas turbine.
  • the present invention is a problem at the start of a closed cycle gas turbine, i.e. (1) When a radial flow turbine is used, a reverse flow is generated in the turbine at the start and surging occurs in the compressor. (2) When an axial flow turbine is used, the turbine flow rate becomes excessive at the start and the cycle cannot be increased.
  • An object of the present invention is to provide a closed-cycle gas turbine that solves the above-described problems that cause stall in turbine blades and that can be stably started.
  • the compressor and the turbine are connected by a flow path, and a regenerator, a heater, and a cooler are provided along the flow path, and are connected to the compressor and the turbine.
  • a closed-cycle gas turbine having a starter motor has an expansion / decompression unit that replaces the turbine, and a turbine operation control unit that controls the operation of the turbine until a turbine start condition is reached when the closed-cycle gas turbine is started.
  • the expansion / decompression unit is a bypass that includes an expansion valve and is connected to the flow path of the turbine outlet via a bypass merging unit, and the turbine operation control unit includes: It is a flow control valve installed between the outlet of the turbine and the bypass junction.
  • the expansion / decompression section is a bypass provided with an expansion valve and connected to the flow path of the turbine outlet via a bypass merging section
  • the turbine operation control section includes: It is a check valve installed between the outlet of the turbine and the bypass junction.
  • the expansion / decompression section and the turbine operation control section are flow control valves installed in the flow path.
  • the compressor and the turbine are connected by a shaft having a clutch.
  • the turbine operation control unit includes the clutch and the flow control valve.
  • the compressor and the turbine are connected by a shaft having a clutch.
  • the turbine operation control unit includes the clutch and the check valve.
  • the compressor and the turbine are connected by a shaft having a clutch.
  • the expansion / decompression unit is a flow control valve installed in the flow path.
  • the turbine operation control unit is the clutch.
  • the compressor and the turbine are connected by a shaft having a clutch.
  • the turbine operation control unit includes the clutch.
  • the flow path in the turbine whose operation is controlled by the clutch constitutes the expansion / decompression unit.
  • the clutch may be an automatic engagement / disengagement clutch configured to transmit power only from the turbine to the compressor side.
  • the closed cycle gas turbine further includes a compressor turbine connected to the compressor, and the compressor turbine includes the expansion / decompression unit and the turbine operation control unit. Constitute.
  • the operation of the turbine is controlled by the turbine operation control unit, and the operation condition of the closed cycle can be reached by the expansion / decompression unit as an alternative to the turbine. Therefore, the closed cycle gas turbine can be started stably.
  • the object of stably starting a closed cycle gas turbine is achieved by using an expansion / decompression unit that replaces the turbine at the time of startup and a turbine operation control unit that controls the operation of the turbine. can do.
  • FIG. 1 shows a closed cycle gas turbine (hereinafter referred to as “cycle”) 100 according to a first embodiment of the present invention.
  • the cycle 100 includes a compressor 1, a turbine 2, a regenerator 3, a heater 4, a cooler 5, a motor / generator 6 as a starting motor, a bypass 7, an expansion valve 8, and a flow rate control. And a valve 9.
  • a conventional turbine can be used as the turbine 2 and the type thereof is not limited. That is, as the turbine 2, a turbine of either a radial flow turbine or an axial flow turbine can be used.
  • the compressor 1 and the turbine 2 are connected to a motor / generator 6 through a shaft 13 so that power can be transmitted.
  • the outlet of the compressor 1 and the inlet of the turbine 2 are connected by piping through a regenerator 3 and a heater 4. That is, the regenerator 3 and the heater 4 are provided along a flow path connecting the outlet of the compressor 1 and the inlet of the turbine 2.
  • the turbine 2 is provided with a bypass 7 having an expansion valve 8.
  • the bypass 7 branches off from the pipe before the inlet of the turbine 2 and is connected to the outlet pipe of the turbine 2.
  • the joining portion of the bypass 7 and the piping at the outlet of the turbine 2 becomes the bypass joining portion 10.
  • a flow control valve 9 is installed between the outlet of the turbine 2 and the bypass junction 10.
  • the bypass junction 10 and the inlet of the compressor 1 are connected by piping through the regenerator 3 and the cooler 5, and the cycle 100 constitutes a closed cycle. That is, the regenerator 3 and the cooler 5 are provided along a pipe (flow path) that connects the bypass junction 10 and the inlet of the compressor 1.
  • the cycle 100 uses CO 2 as a working fluid.
  • the cycle 100 is filled with a predetermined amount of CO 2 after evacuation.
  • the cooler 5 is cooled by a cooling heat medium having an outside air temperature.
  • the expansion valve 8 is opened at a predetermined opening, and the flow control valve 9 is closed.
  • the motor / generator 6 is used as a starting motor to drive the compressor 1 and the turbine 2.
  • the heating speed of the compressor 1 and the turbine 2 is increased while heating the CO 2 with the heater 4.
  • the operating condition of the cycle 100 according to the present embodiment can be evaluated by Expression (1).
  • p pressure (Pa)
  • ⁇ density (kg / m 3 )
  • U is the peripheral speed (m / s) of the impeller in the case of a radial turbine
  • the average axial flow velocity in the case of an axial turbine) m / s.
  • Subscripts i and o represent an inlet and an outlet, respectively.
  • FIG. 2 shows the state from the start of the cycle 100 to the rated operation according to the present embodiment on a Mollier diagram in which the vertical axis pressure (MPa) and the horizontal axis specific enthalpy (kJ / kg) are expressed.
  • MPa vertical axis pressure
  • kJ / kg horizontal axis specific enthalpy
  • a broken line extending upward from the critical point is a quasi-critical line connecting points at which the specific heat steeply increases with respect to temperature change at each pressure.
  • the left side of the isothermal line at the critical temperature of 31.06 ° C. is the liquid phase and the right side is the gas phase, but the density changes greatly in the vicinity of the pseudocritical line.
  • the cycle points indicated by white circles ( ⁇ ) in the figure indicate the operation results of the cycle 100 according to the present embodiment.
  • a black circle ( ⁇ ) (4.8 MPa, 25.3 ° C.) described as “before starting” is a state in which a predetermined amount of CO 2 is sealed in the cycle and then equilibrium is reached at the ambient temperature.
  • the CO 2 temperature in each component is equal.
  • the pressure of CO 2 in the constituent devices are equal.
  • the density of CO 2 at the compressor inlet and the turbine inlet is both equal to 122.8 kg / m 3 .
  • the cycle is started by the above-described procedure, and the state after time t1 is a rectangle connecting the white circle ( ⁇ ) indicated by t1 with a straight line, and the left oblique line indicates the change in CO 2 in the compressor 1 on the right side.
  • the vertical line indicates the change in CO 2 in the expansion valve 8.
  • the operation of the turbine 2 is controlled by the flow rate control valve 9 that is the turbine operation control unit, and the cycle 100 is controlled by the bypass 7 that is the expansion / decompression unit.
  • the operating conditions can be reached.
  • the turbine 2 can be operated to perform a self-supporting operation. Therefore, the cycle 100 can be started stably regardless of the type of the turbine 2. That is, even if the turbine 2 is a radial flow turbine or an axial flow turbine, the cycle 100 can be stably started.
  • the flow control valve 9 may be opened to such an extent that the start of the cycle 100 is not affected.
  • FIG. 3 shows a cycle 200 according to the second embodiment of the present invention.
  • the cycle 200 is different from the cycle 100 according to the first embodiment in that the check valve 11 is used as a turbine operation control unit instead of the flow rate control valve 9 in the cycle 100.
  • FIG. 4 shows a cycle 300 according to the third embodiment of the present invention.
  • the cycle 300 is different from the first embodiment and the second embodiment in that the cycle 300 does not include the bypass 7, the expansion valve 8, and the check valve 11.
  • the flow control valve 9 installed in the pipe before the inlet of the turbine 2 constitutes an expansion / decompression unit and a turbine operation control unit.
  • the opening degree of the flow control valve 9 the flow rate of the working medium (CO 2 ) flowing into the turbine 2 is controlled, and the operation of the turbine 2 is controlled. Further, by controlling the operation of the turbine 2, the flow path in the turbine 2 becomes an expansion / decompression unit, and the cycle 300 can be stably pressurized.
  • FIG. 5 shows a cycle 400 according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the cycle 400 is different from the first embodiment in that a clutch 12 is provided as a turbine operation control unit on a shaft 43 that connects the compressor 1 and the turbine 2 so that power can be transmitted.
  • the clutch 12 is disengaged. Then, the clutch 12 is engaged when the expansion valve 8 is closed and the flow rate control valve 9 is opened. With this configuration, the turbine 2 does not rotate until the operating conditions of the cycle 400 are reached.
  • the cycle 400 also includes a bypass 7 with an expansion valve 8. For this reason, in the cycle 400, the operation of the turbine 2 is also controlled by the bypass 7 as in the first embodiment. That is, in the present embodiment, the bypass 7 including the expansion valve 8 and the clutch 12 constitute a turbine operation control unit.
  • the clutch 12 shown in FIG. 6 is a one-way clutch, and includes a shaft 43 and an outer ring 14 that is provided concentrically therewith and periodically has a plurality of axial grooves whose depth continuously changes in one circumferential direction. Composed. A roller 15 is attached to the outer ring 14 by a spring 16 in a groove between the outer ring 14 and the shaft 43.
  • FIG. 7 shows a cycle 500 according to the fifth embodiment of the present invention.
  • the cycle 500 has the same basic configuration as the cycle 200 according to the second embodiment of the present invention, except that the clutch 12 is provided on the shaft 43 that connects the compressor 1 and the turbine 2 so that power can be transmitted. Different from 200.
  • the clutch 12 is disengaged. Then, the expansion valve 8 is closed, the check valve is operated with a sufficient inlet / outlet differential pressure to drive the turbine 2, and the clutch 12 is engaged when the working fluid flows into the turbine 2. With this configuration, the turbine 2 does not rotate until the operating conditions of the cycle 500 are reached.
  • the cycle 500 also includes a bypass 7 with an expansion valve 8. For this reason, in the cycle 500, the operation of the turbine 2 is also controlled by the bypass 7 as in the second embodiment. That is, in the present embodiment, the bypass 7 including the expansion valve 8 and the clutch 12 constitute a turbine operation control unit.
  • the turbine 2 does not rotate until the start condition is reached. For this reason, even if the check valve 11 is cut off at the start of the cycle, an effect of preventing overheating of the turbine 2 due to internal circulation of the working fluid in the turbine 2 can be obtained.
  • FIG. 8 shows a cycle 600 according to the sixth embodiment of the present invention.
  • the cycle 600 is different from the cycle 400 according to the fourth embodiment of the present invention in that the cycle 600 does not include the bypass 7 and the expansion valve 8.
  • the flow rate control valve 9 is used as expansion means when the cycle 600 is started. For this reason, there is an advantage that the cycle configuration and control can be simplified compared to the cycle 400. Further, compared to the cycle 100 according to the first embodiment, since only the flow control valve 9 and the clutch 12 need be controlled at the time of starting, the control is facilitated and the turbine 2 is not overheated even in the shut-off operation. can get.
  • FIG. 9 shows a cycle 700 according to the seventh embodiment of the present invention.
  • the cycle 700 is different from the third embodiment, the fourth embodiment, and the fifth embodiment in that it does not have the bypass 7, the expansion valve 8, the flow control valve 9, or the check valve 11.
  • the cycle 700 uses the flow path of the turbine 2 that does not rotate at the start as an expansion means. That is, the operation is controlled by the clutch 12, and the flow path in the turbine 2 that does not rotate constitutes an expansion / decompression unit.
  • the cycle 700 Since the flow path in the turbine 2 that does not rotate has a smaller flow path resistance than when the expansion valve 8 or the flow rate control valve 9 is used, the cycle is not boosted unless the rotation speed is higher than in other embodiments. .
  • the cycle 700 has an advantage that the cycle configuration can be simplified.
  • the eighth embodiment of the present invention will be described below with reference to FIG.
  • symbol is attached
  • the eighth embodiment shown in FIG. 10 is different from the other embodiments in that a compressor turbine connected to the compressor is provided in addition to the power generation turbine.
  • a cycle 800 shown in FIG. 8 includes a compressor turbine 22 in addition to the turbine 2.
  • the compressor turbine 22 is connected together with the compressor 1 by a shaft 13 to a motor 26 which is a starter motor so as to be able to transmit power.
  • the turbine 2 connected to the shaft 13 in the first embodiment or the like is not connected to the shaft 13 in the present embodiment.
  • the turbine 2 is connected in parallel with the compressor turbine 22.
  • a motor / generator 27 is connected to the turbine 2 so that power can be transmitted.
  • the compressor turbine 22 may be of any type, but a turbine having a smaller capacity than the turbine 2 is used.
  • the outer diameter of the impeller is designed to be approximately 1.3 times or less than the impeller of the compressor 1, and when the compressor turbine 22 is an axial flow turbine, the air volume is the turbine 2. It is designed to be about 1/3 of that.
  • the compressor turbine 22 constitutes an expansion / decompression unit and a turbine operation control unit. That is, at the start of the cycle 800, the turbine 2 is not operated, and only the compressor turbine 22 is operated and operated. Then, the cycle is increased by the compressor turbine 22, and when the value obtained by the equation (1) becomes equal to or higher than a predetermined value determined from the characteristics of the turbine 2, the motor / generator 27 starts the turbine 2 to start the heater 4. Is increased, the turbine 2 enters a self-sustaining state, and the motor / generator 27 operates as a generator to obtain an electrical output.
  • the compressor turbine 22 also drives the compressor 1 at this time, the power supplied to the motor 26 can be reduced, and the power generation efficiency of the cycle can be increased.
  • the heat source of the heater 4 is exhaust heat of a gas turbine, a gas engine, and various heat systems, when the amount of exhaust heat increases, the output of the compressor turbine 22 can be increased and the power supplied to the motor 26 can be greatly reduced. There is also an effect.
  • the clutch 12 is the automatic fitting / removing clutch 12 shown in FIG. Since the turbine output can be automatically transmitted to the compressor 1 without operation, cycle start control is facilitated.
  • the closed cycle gas turbine can be stably started without damaging the compressor and the turbine. For this reason, it can be applied to a closed cycle gas turbine using various fuels, solar heat, biomass, industrial exhaust heat, and the like.

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Abstract

　この閉サイクルガスタービンは、圧縮機とタービンが流路で接続され、前記流路に沿って再生器、加熱器、冷却器が備えられ、前記圧縮機及び前記タービンに接続された始動用モータとを有する閉サイクルガスタービンであって、前記タービンの代替となる膨脹・減圧部と、閉サイクルガスタービンの始動時にはタービン起動条件に達するまでタービンの作動を制御するタービン作動制御部とを有する。

Description

閉サイクルガスタービン
　本発明は、始動を容易とする閉サイクルガスタービンに関するものである。
　現在、広く使用されているガスタービンは一般にタービン出力の約５５％で圧縮機を駆動し、残りの４５％が動力として利用されている。このため、ガスタービンの効率を向上させるには極力圧縮機駆動動力を低減する必要がある。
　圧縮機駆動動力を低減する手段として、一般に圧縮効率の向上が図られている。しかしながら、圧縮機の効率向上だけでは圧縮動力を半減できるような大幅な改善は期待できない。これに対し、特許文献１や非特許文献１に開示されているように作動流体をＣＯ２とした閉サイクルガスタービンを超臨界圧力で運転すれば、圧縮機を駆動する動力をタービン出力の２０％程度に低減できることが知られている。
　しかし、これは設計点の状態で運転できたときの評価であり、ガスタービンを始動してこの設計点の状態まで立ち上げる方法についてはこれらの文献では考慮されていない。即ち、閉サイクルガスタービンにＣＯ２を封入した始動前の状態は、各構成機器における作動流体の温度や圧力は等しく、また超臨界圧力ではない。そこでこの状態から設計点の状態まで立ち上げるには圧縮機をモータで駆動して作動流体を昇圧、循環させ加熱器で加熱してタービンを自立させる始動運転を行わなければならない。
　ここでタービンとして半径流タービンを使用する場合、非特許文献２に記載されている問題が生じる。即ち、半径流タービンと遠心圧縮機は、作動流体の流れ方向と羽根車の回転方向が逆向きである点を除けば構造的には全く同じであるので、ガスタービンの始動時に半径流タービンをモータで駆動すると羽根車内の作動流体にはタービン出口から入口へ向かう方向へ遠心力が働く。始動時にタービン入口から出口へ向かう流れを生じさせるには、この遠心力に打ち勝つ入口出口間圧力差を圧縮機で与える必要がある。
　しかしＣＯ２を作動流体とする該閉サイクルガスタービンでは、圧縮機入口状態を密度の大きい擬臨界点付近とし、タービン入口を完全ガスに近い状態で運転することにより圧縮動力の低減を図っているので、この条件で圧縮機とタービンを設計すると、タービンの羽根車外径は圧縮機羽根車外径の約２倍となる。ここで遠心圧縮機の出入口圧力差は回転速度が同じであれば羽根車外径の２乗に比例するので、タービンの羽根車外径が圧縮機羽根車の外径より大きすぎると、始動時に圧縮機で生じるタービン入口出口間圧力差よりタービン羽根車内で生じる遠心力の方が勝り、タービン入口から圧縮機出口に向かう逆流を生じてガスタービンが始動できないという問題を生じる。
　またこのとき圧縮機出口圧力はサージ圧以上となるので、圧縮機にサージングを生じ管路の異常振動や羽根車、軸受等の破損を惹起する可能性がある。なお非特許文献２によれば、圧縮機のサージングを回避してタービンを始動するには、圧縮機羽根車外径に対しタービン羽根車の外径は１．３倍以下でなければならないとされている。
　一方タービンが軸流型の場合には、半径流タービンのように始動時に逆流することは無いが、圧縮機とタービンの質量流量に大幅な乖離を生じる。即ち上述のように、ＣＯ２を作動流体とする閉サイクルガスタービンの設計点では、圧縮機入口における作動流体の密度はタービン入口における密度の４倍以上であるので、設計点で圧縮機とタービンの質量流量を等しくするには圧縮機の風量をタービン風量の１/４以下にしなければならない。始動時にはこの圧縮機とタービンの入口における作動流体の密度は等しいので、モータで駆動すると圧縮機の質量流量はタービンの１/４以下となり閉サイクルは昇圧できず運転条件に到達できない。
　またこのとき、タービン入口における作動流体の密度は設計点における値の２倍程度であるので、風量が低下して翼の周速に対し作動流体の軸流速度が相対的に低下しタービン翼の仰角が増加して流れが剥離する。剥離が成長し旋回失速が発生するとタービン翼の振動や破損を惹起する可能性がある。
　特許文献２には、タービンをバイパスするためのバイパス弁を設け始動時にバイパス弁を全閉にした後、バイパス弁の開度を調整してガスタービンを安全に制御する技術が開示されている。しかし該技術ではタービンは主流に設置され作動流体は常時通過可能となっているので、半径流タービンを使用した場合には始動時の逆流を防止できない。また、軸流タービンを使用した場合にはタービン流量が過大となりサイクルは昇圧できない。
　特許文献３には内燃機関の排気ガスでタービンを駆動するシステムにおいて、タービンへの排気ガスを遮断する弁とタービンをバイパスする弁を設け、選択的に排気ガスをタービンへ循環させるか大気へ放出させる技術が開示されている。しかし、これらのシステムでは内燃機関がタービン駆動の動力源であり、内燃機関が運転されていれば随意タービンを始動できる。このため、閉サイクルガスタービン特有の始動時の問題に対しては該技術では対応できない。
国際公開第２００６／０２５４４９号パンフレット 特開２００５-２３３１４８号公報 特開２００８-２８０８６０号公報
Hasuike,H. ,et al., Test plant and preliminary test result of a bench scale closed cycle gas turbine with super-critical CO2 as working fluid, Proceedings of ASME Turbo Expo 2010 (2010) 中野　晋　他４：再生サイクル用半径流タービンの始動特性に関する研究：日本機械学会論文集（Ｂ編）,７５巻７５９号（２００９-１１）
　本発明は、閉サイクルガスタービンの始動時の課題、すなわち、
（１）半径流タービンを使用した場合に始動時にタービンに逆流を生じ、圧縮機にサージングが発生する
（２）軸流タービンを使用した場合、始動時にタービン流量が過大となりサイクルを昇圧できない点やタービン翼に失速を生じる
上述の課題を解決し、安定して始動することが出来る閉サイクルガスタービンを提供することを目的とする。
　本発明の第１の態様によれば、圧縮機とタービンが流路で接続され、前記流路に沿って再生器、加熱器、冷却器が備えられ、前記圧縮機及び前記タービンに接続された始動用モータとを有する閉サイクルガスタービンは、前記タービンの代替となる膨脹・減圧部と、閉サイクルガスタービンの始動時にはタービン起動条件に達するまでタービンの作動を制御するタービン作動制御部とを有する。
　本発明の第２の態様によれば、前記膨脹・減圧部が、膨脹弁を備え、前記タービン出口の流路にバイパス合流部を介して接続されたバイパスであり、前記タービン作動制御部が、前記タービンの出口と、前記バイパス合流部との間に設置した流量制御弁である。
　本発明の第３の態様によれば、前記膨脹・減圧部が、膨脹弁を備え、前記タービン出口の流路にバイパス合流部を介して接続されたバイパスであり、前記タービン作動制御部が、前記タービンの出口と、前記バイパス合流部との間に設置した逆止弁である。
　本発明の第４の態様によれば、前記膨脹・減圧部および前記タービン作動制御部が、前記流路に設置した流量制御弁である。
　本発明の第５の態様によれば、前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続される。前記タービン作動制御部は、前記クラッチと、前記流量制御弁とから構成される。
　本発明の第６の態様によれば、前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続される。前記タービン作動制御部が、前記クラッチと、前記逆止弁とから構成される。
　本発明の第７の態様によれば、前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続される。前記膨脹・減圧部は、前記流路に設置した流量制御弁である。前記タービン作動制御部は、前記クラッチである。
　本発明の第８の態様によれば、前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続される。前記タービン作動制御部は、前記クラッチから構成される。前記クラッチによって作動が制御された前記タービン内の流路が前記膨張・減圧部を構成する。
　前記クラッチは、前記タービンから前記圧縮機側へのみ動力を伝達できるように構成した自動嵌脱クラッチであっても良い。
　本発明の第９の態様によれば、閉サイクルガスタービンは前記圧縮機に接続される圧縮機用タービンを更に備え、前記圧縮機用タービンが、前記膨脹・減圧部および前記タービン作動制御部を構成する。
　本発明によれば、閉サイクルガスタービンの始動時に、タービン作動制御部によってタービンの作動を制御するとともに、タービンの代替となる膨脹・減圧部によって閉サイクルの運転条件に到達することができる。従って、安定して閉サイクルガスタービンを始動することができる。
本発明の第１実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第１実施形態に係る閉サイクルガスタービンの運転状態を説明する図である。 本発明の第２実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第３実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第４実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第４実施形態で用いられるクラッチの例であるワンウェイクラッチを示す図である。 本発明の第５実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第６実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第７実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。 本発明の第８実施形態に係る閉サイクルガスタービンを示す図である。
　本発明にあっては、閉サイクルガスタービンを安定して始動するという目的を、始動時にタービンの代替となる膨脹・減圧部、及びタービンの動作を制御するタービン作動制御部を使用することで達成することができる。以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。
　［第１実施形態］
　図１に、本発明の第１実施形態に係る閉サイクルガスタービン（以下、「サイクル」と称する）１００を示す。サイクル１００は、圧縮機１と、タービン２と、再生器３と、加熱器４と、冷却器５と、始動用モータであるモータ・ジェネレータ６と、バイパス７と、膨張弁８と、流量制御弁９とを備える。本実施の形態において、タービン２には従来技術のタービンを用いることができ、その形式は問わない。すなわち、タービン２としては、半径流タービン、軸流タービンいずれの形式のタービンも使用可能である。
　圧縮機１およびタービン２は、シャフト１３によってモータ・ジェネレータ６に動力伝達可能に接続されている。圧縮機１の出口とタービン２の入口は、再生器３および加熱器４を介して配管で接続されている。すなわち、再生器３と、加熱器４は、圧縮機１の出口とタービン２の入口を接続する流路に沿って備えられている。タービン２には膨脹弁８を備えたバイパス７が設けられている。バイパス７は、タービン２の入口手前で配管から分岐し、タービン２の出口の配管に接続されている。この、バイパス７と、タービン２の出口の配管との合流部がバイパス合流部１０となる。タービン２の出口とバイパス合流部１０の間には流量制御弁９が設置されている。バイパス合流部１０と圧縮機１の入口は再生器３および冷却器５を介して配管で接続され、サイクル１００は閉サイクルを構成している。すなわち、再生器３と、冷却器５は、バイパス合流部１０と圧縮機１の入口を接続する配管（流路）に沿って備えられている。
　本実施形態に係るサイクル１００は、作動流体としてＣＯ２を用いる。サイクル１００には、真空引きした後、ＣＯ２が所定の量封入してある。加熱器４の熱源としては、周知の各種燃料のほか、３００℃以下の排熱も利用可能である。冷却器５は、外気温度程度の冷却熱媒で冷却される。
　［動作］
　以下、図１に基づいて、サイクル１００の動作を説明する。サイクル１００の始動時には、膨脹弁８を所定の開度開けておき、流量制御弁９を閉じておく。冷却器５に冷却熱媒（図示せず）を流した後、モータ・ジェネレータ６を始動用モータとして使用して圧縮機１とタービン２を駆動する。加熱器４でＣＯ２を加熱しながら圧縮機１とタービン２の回転速度を増加させる。
　本実施形態に係るサイクル１００の運転条件は、式（１）で評価することが出来る。ここで、ｐは圧力（Ｐａ）、ρは密度（ｋｇ/ｍ３）、Ｕは半径流タービンの場合は羽根車の周速度（ｍ/ｓ）、軸流タービンの場合は平均軸流流速（ｍ/ｓ）である。また添字i、oはそれぞれ入口および出口を表す。
　Ψ＝（ｐｉ－ｐｏ）／（ρｉＵ２／２）　・・・（１）
　式（１）で求める値がタービン特性から定まる所定の値以上になったらタービン２が逆流や流量過多を生じることなく出力を発生できる状態になったと判定し、膨脹弁８を閉じながら流量制御弁９を開けていく。流量制御弁９が全開となり、膨脹弁８が全閉となってタービン２に全流量流れるようになると、タービン出力が増加してやがて自立運転に入りモータ・ジェネレータ６が発電機として作動して電気出力が得られる。
　［運転特性］
　図２は、本実施形態に係るサイクル１００の始動から定格運転までの状態を、縦軸圧力（ＭＰａ）、横軸比エンタルピー（ｋＪ/ｋｇ）で表したモリエル線図上に示したものである。ここで、臨界点（７．３８ＭＰａ、３１．０６℃）より左側の曲線は飽和液線、右側の曲線は飽和蒸気線であり、飽和液線より左は過冷却液、飽和蒸気線より右側は過熱蒸気、両曲線に囲まれた部分は気液二相の状態である。また、臨界点から上方に伸びる破線は各圧力で比熱が温度変化に対し急峻に最大値を示す点を連ねた擬臨界線である。臨界点より圧力が高い状態では臨界温度３１．０６℃の等温線の左側が液相、右側が気相であるが、密度は擬臨界線付近で大きく変化する。
　図中に白丸（○）で記したサイクル点は、本実施形態に係るサイクル１００の運転結果を示す。始動前と記した黒丸（●）（４．８ＭＰａ，２５．３℃）は、サイクルにＣＯ２を所定量封入した後、雰囲気温度で平衡に達した状態である。各構成機器内のＣＯ２の温度は等しい。また、各構成機器内のＣＯ２の圧力も等しい。このとき、圧縮機入口とタービン入口におけるＣＯ２の密度は共に１２２．８ｋｇ/ｍ３と等しい。
　この状態から上述の手順でサイクルを始動して時間ｔ１経った状態がｔ１と記した白丸（○）を直線で結んだ矩形であり、左の斜線が圧縮機１におけるＣＯ２の変化を、右側の垂線が膨脹弁８におけるＣＯ２の変化を示している。この時点では流量制御弁９は閉じていて膨脹弁８のみ開いているので、始動時にタービン２の影響を受けることなく圧縮機１、再生器３、加熱器４、膨脹弁８および冷却器５で閉サイクルを構成し安定して運転している。
　本運転では始動後時間ｔ２経過した時点で式（１）の条件を満たしてタービン２が起動し、サイクル始動後時間ｔ３経過した時点でタービン２が自立運転に入る。さらにサイクル始動後、時間ｔ４経過した後にはサイクルは安定し定常運転状態にとなる。このとき圧縮機１の入口で圧力７．５ＭＰａ、温度３１℃であったＣＯ２は約１１ＭＰａまで圧縮され、再生器３でタービン２を流出した高温のＣＯ２と熱交換した後、加熱器４で加熱され２６４℃の過熱ガスとなってタービン２に流入する。この高温、高圧のＣＯ２はタービン２で７．８ＭＰａまで膨脹する際、圧縮機１やモータ・ジェネレータ６を駆動して２４０℃程度まで温度が低下し、再生器３で圧縮機２から吐出されたＣＯ２と熱交換した後、冷却器５で冷却され圧縮機１へ戻る。ここで、圧縮機１の入口におけるＣＯ２の密度は５８２ ｋｇ/ｍ３と、タービン２の入口におけるＣＯ２の密度１１０ｋｇ/ｍ３の約５．３倍となっている。
　このように、本実施の形態によれば、サイクル１００の始動時に、タービン作動制御部である流量制御弁９によってタービン２の作動を制御するとともに、膨脹・減圧部であるバイパス７によってサイクル１００の運転条件に到達させることが出来る。サイクル１００の運転条件に到達した後は、タービン２を作動させて、自立運転をすることができる。従って、タービン２の種類に関わらず、安定してサイクル１００を始動することが可能となる。即ち、タービン２が半径流タービンであったとしても、軸流タービンであったとしても、安定してサイクル１００を始動することが可能となる。
　なお、サイクル１００の始動時にタービン２の締切り運転によりタービン２の翼が過熱する場合には、サイクル１００の始動に影響が無い程度に流量制御弁９を開けておいても差し支えない。
　［第２実施形態］
　以下、図３に基づいて、本発明の第２実施形態を説明する。なお、第１実施形態と共通する構成要件については同じ符号を付し、重複する説明は省略する。図３に、本発明の第２実施形態に係るサイクル２００を示す。サイクル２００は、サイクル１００における流量制御弁９の代わりに、タービン作動制御部として逆止弁１１を使用した点が第１実施形態に係るサイクル１００と異なる。
　このように構成することにより、上述の第１実施形態で得られる効果に加えて、サイクル２００の始動時にタービン２が逆流することを防ぐことができるという効果が得られる。また、タービン２を駆動するに十分な出入口差圧になったときには自動的にタービン２に作動流体が流れるので、特にタービン２が半径流タービンである場合、流量制御弁９の操作が不要となり制御が簡素化される利点がある。
　［第３実施形態］
　以下、図４に基づいて、本発明の第３実施形態を説明する。なお、前記実施形態と共通する構成要件については同じ符号を付し、重複する説明は省略する。図４に、本発明の第３実施形態に係るサイクル３００を示す。サイクル３００は、バイパス７、膨脹弁８および逆止弁１１を有しない点が第１実施形態および第２実施形態と異なる。本実施形態においては、タービン２の入口手前の配管に設置された流量制御弁９が、膨張・減圧部及びタービン作動制御部を構成する。すなわち、流量制御弁９の開度を調整することにより、タービン２に流入する作動媒体（ＣＯ２）の流量を制御し、タービン２の作動を制御する。また、タービン２の作動が制御されることにより、タービン２内の流路が膨張・減圧部となり、安定してサイクル３００を昇圧することができる。
　このように構成すると、上述の効果に加えて、特にタービン２が軸流タービンの場合に、サイクル３００の始動時に流量制御弁９を調整することによりタービン流量が過大となることを防止できる。これにより、安定してサイクル３００を昇圧できるとともに、システム構成が簡素化できる利点を有する。
　［第４実施形態］
　以下、図５に基づいて、本発明の第４実施形態を説明する。なお、前記実施形態と共通する構成要件については同じ符号を付し、重複する説明は省略する。図５に、本発明の第４実施形態に係るサイクル４００を示す。サイクル４００は、圧縮機１とタービン２を動力伝達可能に接続するシャフト４３に、タービン作動制御部としてクラッチ１２を設けた点が第１実施形態と異なる。
　サイクル４００の始動時には、クラッチ１２は切られている。そして、膨脹弁８を閉じ流量制御弁９を開けるタイミングでクラッチ１２を係合させる。このように構成すると、タービン２はサイクル４００の運転条件に達するまで回転しない。また、サイクル４００は膨張弁８を備えたバイパス７も備えている。このため、サイクル４００において、タービン２の作動は、第１実施形態と同様に、バイパス７によっても制御される。即ち、本実施形態においては、膨張弁８を備えたバイパス７と、クラッチ１２とが、タービン作動制御部を構成する。
　本実施形態によれば、上述の効果に加え、サイクル４００の始動時に流量制御弁９を締切っても、タービン２内における作動流体の内部循環によるタービン２の過熱を防止できるという効果が得られる。
　本実施の形態で用いられるクラッチ１２として、タービン２から圧縮機１側へトルクは伝達できるが、圧縮機１側からタービン２へはトルクが伝達できないワンウェイクラッチやＳＳＳ（Ｓｙｎｃｈｒｏ－Ｓｅｌｆ－Ｓｈｉｆｔｉｎｇ）クラッチ等の自動嵌脱クラッチを使用してもよい。自動嵌脱クラッチの一例を図６に示す。図６に示すクラッチ１２はワンウェイクラッチであり、シャフト４３と、これと同心状に設置され円周一方向に深さが連続的に変化する軸方向の溝を周期的に複数個有する外輪１４とから構成される。外輪１４とシャフト４３の間の溝には、ローラ１５がバネ１６で外輪１４に取付けられている。
　図６に示した例では、シャフト４３が時計方向に回転するときはシャフト４３、ローラ１５、外輪１４間に隙間を生じシャフト４３から外輪１４へトルクは伝達されない。一方、外輪１４が時計方向に回転するとき（即ち、シャフト４３が外輪１４に対して反時計方向に回転するとき）は、バネ１６の作用でローラ１５がシャフト４３と外輪１４間の溝の楔状部分へ移動し、外輪１４、ローラ１５およびシャフト４３が咬合って、トルクをシャフト４３へ伝達する。このため、シャフト４３を圧縮機１へ、外輪１４をタービンへ接続すると、圧縮機１側からタービン２へは動力が伝達されないが、タービン２から圧縮機１およびモータ・ジェネレータ６側へ動力が伝達される。
　［第５実施形態］
　以下、図７に基づいて、本発明の第５実施形態を説明する。なお、前記実施形態と共通する構成要件については同じ符号を付し、重複する説明は省略する。図７に、本発明の第５実施形態に係るサイクル５００を示す。サイクル５００は、本発明の第２実施形態に係るサイクル２００と基本的な構成が同じであるが、圧縮機１とタービン２を動力伝達可能に接続するシャフト４３にクラッチ１２を設けた点がサイクル２００と異なる。
　サイクル５００の始動時には、クラッチ１２は切られている。そして、膨脹弁８を閉じ、タービン２を駆動するに十分な出入口差圧になって逆止弁が作動し、タービン２に作動流体が流入するタイミングでクラッチ１２を係合させる。このように構成すると、タービン２はサイクル５００の運転条件に達するまで回転しない。また、サイクル５００は膨張弁８を備えたバイパス７も備えている。このため、サイクル５００において、タービン２の作動は、第２実施形態と同様に、バイパス７によっても制御される。即ち、本実施形態においては、膨張弁８を備えたバイパス７と、クラッチ１２とが、タービン作動制御部を構成する。
　本実施形態は、第４実施形態と同様に、タービン２は起動条件に達するまで回転しない。このため、サイクル始動時に逆止弁１１が締切り状態になってもタービン２内における作動流体の内部循環によるタービン２の過熱を防止できるという効果が得られる。
　［第６実施形態］
　以下、図８に基づいて、本発明の第６実施形態を説明する。なお、前記実施形態と共通する構成要件については同じ符号を付し、重複する説明は省略する。図８に、本発明の第６実施形態に係るサイクル６００を示す。サイクル６００は、本発明の第４実施形態に係るサイクル４００と比較し、バイパス７、膨脹弁８を有しない点が異なる。
　このように構成すると、サイクル６００の始動時には流量制御弁９を膨脹手段として利用することになる。このため、サイクル４００に比べサイクル構成および制御を簡素化できる利点を有する。また、第１実施形態に係るサイクル１００に比べると、始動時には流量制御弁９とクラッチ１２のみ制御すれば良いので、制御が容易となるとともに、締切り運転してもタービン２が過熱しないという効果が得られる。
　［第７実施形態］
　以下、図９に基づいて、本発明の第７実施形態を説明する。なお、前記実施形態と共通する構成要件については同じ符号を付し、重複する説明は省略する。図９に、本発明の第７実施形態に係るサイクル７００を示す。サイクル７００は、バイパス７、膨脹弁８、流量制御弁９または逆止弁１１を有しない点が第３実施形態、第４実施形態および第５実施形態と異なる。
　サイクル７００は、始動時に回転しないタービン２の流路を膨脹手段として利用する。即ち、クラッチ１２によって作動が制御され、回転しないタービン２内の流路が、膨張・減圧部を構成する。
　回転しないタービン２内の流路は、膨脹弁８や流量制御弁９を使用する場合に比べ流路抵抗が小さいので、他の実施形態に比較して高い回転速度にならなければサイクルは昇圧しない。しかしながら、サイクル７００は、サイクル構成を簡素化できる利点を有する。
　［第８実施形態］
　以下、図１０に基づいて、本発明の第８実施形態について説明する。なお、他の実施形態と共通する構成要件については同一の符号を付し、重複する説明は省略する。図１０に示す第８実施形態は、発電用のタービンに加えて、圧縮機に接続される圧縮機用タービンを備えている点が他の実施形態と異なる。
　図８に示すサイクル８００は、タービン２に加えて、圧縮機用タービン２２を有する。圧縮機用タービン２２は、圧縮機１と共にシャフト１３によって始動用モータであるモータ２６に動力伝達可能に接続されている。第１実施形態等でシャフト１３に接続されていたタービン２は、本実施形態においてはシャフト１３には接続されていない。タービン２は、圧縮機用タービン２２と並列に接続されている。タービン２にはモータ・ジェネレータ２７が動力伝達可能に接続されている。
　なお、圧縮機用タービン２２は、その形式は問わないが、タービン２よりも容量が小さいタービンが用いられる。例えば、圧縮機用タービン２２が半径流タービンの場合には翼車外径を圧縮機１の翼車の略１．３倍以下となるように設計し、軸流タービンの場合には風量がタービン２の１/３程度となるように設計する。
　本実施形態においては、圧縮機用タービン２２が、膨張・減圧部及びタービン作動制御部を構成する。すなわち、サイクル８００の始動時には、タービン２は作動させず、圧縮機用タービン２２のみを運転して作動させる。そして、圧縮機用タービン２２によってサイクルを昇圧させ、式（１）で求める値がタービン２の特性から定まる所定の値以上になった時点で、モータ・ジェネレータ２７でタービン２を始動し加熱器４の出力を増加させると、タービン２は自立状態になり、モータ・ジェネレータ２７が発電機として作動して電気出力が得られる。
　更にこのとき、圧縮機用タービン２２も圧縮機１を駆動するので、モータ２６へ供給する電力を低減でき、サイクルの発電効率を増加できる。特に加熱器４の熱源がガスタービンやガスエンジン及び各種熱システムの排熱の場合、排熱量が増加したとき圧縮機用タービン２２の出力を増加させ、モータ２６へ供給する電力を大幅に低減できる効果もある。
　以上、本発明の好ましい実施形態を説明したが、本発明はこれら実施形態に限定されることはない。本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、構成の付加、省略、置換、およびその他の変更が可能である。
　例えば、本発明の第５実施形態、第６実施形態、第７実施形態において、クラッチ１２を図６に示した自動嵌脱クラッチ１２とすれば、サイクル始動時にタービン２が起動したときクラッチ１２を操作しなくても自動的にタービン出力を圧縮機１側へ伝達できるので、サイクルの始動制御が容易になる。
　本発明によれば、圧縮機やタービンに損傷を与えることなく、安定に閉サイクルガスタービンを始動できる。このため、各種燃料や太陽熱、バイオマス、工業排熱などを使用する閉サイクルガスタービンに適用できる。
　１　　　圧縮機
　２　　　タービン
　３　　　再生器
　４　　　加熱器
　５　　　冷却器
　６　　　モータ・ジェネレータ（始動用モータ）
　７　　　バイパス
　８　　　膨脹弁
　９　　　流量制御弁
　１０　　バイパス合流部
　１１　　逆止弁
　１２　　クラッチ
 

Claims (10)

  1. 　圧縮機とタービンが流路で接続され、前記流路に沿って再生器、加熱器、冷却器が備えられ、前記圧縮機及び前記タービンに接続された始動用モータとを有する閉サイクルガスタービンであって、
    　前記タービンの代替となる膨脹・減圧部と、
    　閉サイクルガスタービンの始動時にはタービン起動条件に達するまでタービンの作動を制御するタービン作動制御部と、
    　を有する閉サイクルガスタービン。
  2. 　請求項１に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記膨脹・減圧部が、膨脹弁を備え、前記タービン出口の流路にバイパス合流部を介して接続されたバイパスであり、
    　前記タービン作動制御部が、前記タービンの出口と、前記バイパス合流部との間に設置した流量制御弁である
    　閉サイクルガスタービン。
  3. 　請求項１に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記膨脹・減圧部が、膨脹弁を備え、前記タービン出口の流路にバイパス合流部を介して接続されたバイパスであり、
    　前記タービン作動制御部が、前記タービンの出口と、前記バイパス合流部との間に設置した逆止弁である
    　閉サイクルガスタービン。
  4. 　請求項１に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記膨脹・減圧部および前記タービン作動制御部が、前記流路に設置した流量制御弁である
    　閉サイクルガスタービン。
  5. 　請求項２に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続され、
    　前記タービン作動制御部が、前記クラッチと、前記流量制御弁とから構成される
    　閉サイクルガスタービン。
  6. 　請求項３に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続され、
    　前記タービン作動制御部が、前記クラッチと、前記逆止弁とから構成される
    　閉サイクルガスタービン。
  7. 　請求項１に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続され、
    　前記膨脹・減圧部が、前記流路に設置した流量制御弁であり、
    　前記タービン作動制御部が、前記クラッチである
    　閉サイクルガスタービン。
  8. 　請求項１に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記圧縮機と、前記タービンとは、クラッチを有するシャフトで接続され、
    　前記タービン作動制御部が、前記クラッチであり、
    　前記クラッチによって作動が制御された前記タービン内の流路が前記膨張・減圧部を構成する
    　閉サイクルガスタービン。
  9. 　請求項５から８のいずれか１項に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記クラッチは、前記タービンから前記圧縮機側へのみ動力を伝達できるように構成した自動嵌脱クラッチである
    　閉サイクルガスタービン。
  10. 　請求項１に記載の閉サイクルガスタービンであって、
    　前記圧縮機に接続される圧縮機用タービンを更に備え、
    　前記圧縮機用タービンが、前記膨脹・減圧部および前記タービン作動制御部を構成する
    　閉サイクルガスタービン。
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