热回收型发电系统的制作方法
【专利摘要】提供一种即使从热源供给的热量变动也能够维持稳定的发电效率的热回收型发电系统。具有蒸发器、膨胀机、发电机、冷凝器、循环泵，前述蒸发器借助热源的热将工作介质加热气化，前述膨胀机被由前述蒸发器气化的高压的气相工作介质驱动，是容积型的，前述发电机被连结在前述膨胀机上来被驱动，前述冷凝器将从前述膨胀机送出的低温低压的气相工作介质冷却来冷凝，前述循环泵将由前述冷凝器冷凝的液相工作介质汲取，升压，向前述蒸发器输送。膨胀机具备使工作介质阶段性地膨胀的多个膨胀部。并且，多个膨胀部构成为，通过在设计阶段中调整内部容积比，在膨胀机的吸入压力或吐出压力的至少一方变动的情况下，在变动范围内整体隔热效率为70%以上。
【专利说明】
热回收型发电系统
技术领域
[0001]本发明涉及热回收型发电系统。
【背景技术】
[0002]以往，作为将低温的废热回收来进行发电的发电系统，周知有双循环发电系统。该发电系统借助废热使沸点较低的工作介质蒸发气化，借助工作介质的气相流使容积型的膨胀机、例如螺旋式膨胀涡轮旋转驱动，使发电机与膨胀机一起旋转来进行发电。此外，由这样的发电系统进行热回收的热源遍布向船舶用发动机供给的增压空气、发动机的废热、火力发电站、焚烧施设、工厂等的废热等多个分支。
[0003]这样的发电系统为了提高作为废热利用系统的利用价值，发电效率的提高成为问题。作为面向这样的问题开发的例子，已知有专利文献I中记载的技术。
[0004]专利文献I中记载的技术是，使构成螺旋式膨胀涡轮的阳转子及阴转子的螺旋的有效长与外径D的比即L/D变长，使吸入口的内端朝向前述阳转子及阴转子的高压侧端部附近的外周面开口。专利文献I通过采取这样的结构，与如以往那样经过有限的面积的喷口向作用室流入的结构相比，使工作介质的流入损失变少，实现了效率的提高。
[0005]专利文献1:日本特开平9一88502号公报。
[0006]但是，以往的这样的热回收型发电系统有从热源供给的热量容易变动而发电效率不稳定的问题。此外，在专利文献I所记载的方法中，有不能对应于这样的发电效率的稳定化的问题。
【发明内容】
[0007]本发明是鉴于这样的背景而做出的，目的是提供一种即使从热源供给的热量变动、也能够维持稳定的发电效率的热回收型发电系统。
[0008]有关本发明的热回收型发电系统，具有蒸发器、膨胀机、发电机、冷凝器、循环栗，前述蒸发器借助热源的热将工作介质加热气化，前述膨胀机被由前述蒸发器气化的高压的气相工作介质驱动，前述膨胀机是容积型的，前述发电机被连结在前述膨胀机上来被驱动，前述冷凝器将从前述膨胀机送出的低温低压的气相工作介质冷却来冷凝，前述循环栗将由前述冷凝器冷凝的液相工作介质汲取，升压，向前述蒸发器输送，前述膨胀机具备使工作介质阶段性地膨胀的多个膨胀部，前述多个膨胀部构成为，通过在设计阶段中调整内部容积比，在前述膨胀机的吸入压力或吐出压力的至少一方变动的情况下，在变动范围内整体隔热效率(全断熱効率)为70%以上。
[0009]此外，优选的是，调整前述膨胀机，以使各膨胀部的内部容积比大致相同。
[0010]这里所谓“大致相同”，是关于从技术常识看判断为想要使各膨胀部的内部容积比相同的、即使有一些差异也看作相同的意思。因而，根据这样的结构，由于实现了多个膨胀部的共通化，所以设计及制造变容易。
[0011]此外，优选的是，前述膨胀机通过变更各膨胀部的膨胀行程结束位置来调整内部容积比。
[0012]根据这样的结构，通过变更吐出口的形状及大小，能够变更各膨胀部的膨胀行程结束位置，能够容易地调整膨胀行程结束时的容积。因而，通过这样变更吐出口的形状及大小，能够容易地调整内部容积比。
[0013]此外，多个膨胀部也可以由高压侧膨胀部和低压侧膨胀部的两级构成。
[0014]根据这样的结构，能够在抑制制造成本的同时做成高效率的发电系统。
[0015]此外，前述蒸发器构成为，借助从增压机向发动机供给的增压空气来加热。
[0016]根据这样的结构，能够利用从增压机向发动机供给的增压空气的热量供给在船舶内使用的电力。
[0017]此外，优选的是，前述吸入压力的前述变动范围是IMPa以上2MPa以下的范围，前述高压侧膨胀部及低压侧膨胀部的内部容积比为，两者都是2.6 ± 0.3。
[0018]根据这样的结构，能够将利用从增压机向发动机供给的增压空气的热量及来自节能器的蒸气的热量的情况下的压力变动覆盖。此外，在此情况下，膨胀机的隔热效率在低热量供给时能够维持73%，在高热量供给时能够维持75%，能够使发热量提高10%。
[0019]此外，优选的是，前述多个膨胀部分别是螺旋式膨胀涡轮，前述多个膨胀部和前述发电机容纳在一个箱体内。
[0020]根据这样的结构，由于借助在膨胀机中膨胀而压力、温度下降的工作介质将发电机的绕组冷却，所以能够将发电机的效率维持得较高。此外，能够做成工作介质及润滑油不泄漏的构造，由此能够进行长期的稳定运转。
[0021]根据有关本发明的热回收型发电系统，即使从热源供给的热量变动，也能够维持稳定的发电效率。
【附图说明】
[0022]图1是表示有关本发明的实施方式的热回收型发电系统的整体结构的配管系统图。
[0023]图2是该热回收型发电系统中的发电装置的剖视图。
[0024]图3是该热回收型发电系统的设计流程图。
[0025]图4是表示在该热回收型发电系统的设计时使用的膨胀机的压力比、内部容积比、整体隔热效率的关系的线图。
[0026]图5是说明该热回收型发电系统的膨胀机出入口的压力状态的说明图，图5(a)是I级的情况下的图，图5(b)是2级的情况下的图。
[0027]图6是说明该热回收型发电系统中的膨胀机的压力比、内部容积比及整体隔热效率的设定值的线图。
[0028]图7是该发电装置中的螺旋式膨胀涡轮的吐出口附近的部分放大剖视图。
[0029]图8是该热回收型发电系统的P—h线图(莫利尔线图)。
【具体实施方式】
[0030]以下参照【附图说明】有关实施方式的热回收型发电系统。另外，本发明并不限定于以下说明的例示，而由权利要求书表示，意味着包含与权利要求书等同的意义及范围内的全部变更。
[0031]如图1所示，有关实施方式的回收型发电系统由能够用来利用废热的热源侧流体回路I和将废热回收的工作介质回路10构成。
[0032]热源侧流体回路I能够用来利用船舶推进用的柴油发动机2的废热，具备用来将向柴油发动机2供给的吸气压缩的增压机3，并且具备以排出气体为热源生成蒸气的节能器4。
[0033]增压机3连结在被柴油发动机2的排出气体驱动的涡轮5上。此外构成为，被增压机3压缩的压缩空气的热被向构成后述工作介质回路10的蒸发器18的第I蒸发器16供给，在第I蒸发器16中将在工作介质回路10中循环的工作介质加热。由此，来自增压机3的压缩空气被第I蒸发器16冷却，被向柴油发动机2供给。
[0034]此外，节能器4构成为，以穿过了驱动增压机3的涡轮5后的排出气体为热源。构成为，由节能器4生成的蒸气的热被向构成后述工作介质回路10的蒸发器18的第2蒸发器17供给，在第2蒸发器17中将在工作介质回路10中循环的工作介质加热。由第2蒸发器17将工作介质加热来液化的水被储存到蓄水器6中，被栗7汲取来向节能器4送回。另外，在蒸气被供给到船内的需要地而蓄水器6内的水减少的情况下，被从给水栓(不图示)补给水。
[0035]工作介质回路10形成有机兰金循环式的发电装置、所谓双循环发电装置。工作介质回路10将膨胀机11、发电机12、冷凝器13、蓄水器14、循环栗15、第I蒸发器16、第2蒸发器17依次连结来形成密闭回路，在回路内填充有工作介质。第I蒸发器16和第2蒸发器17构成工作介质回路10中的蒸发器18。
[0036]工作介质利用比水低沸点的有机流体。作为有机流体，使用R245fa。
[0037]膨胀机11作为将由蒸发器18加热后的气相工作介质向膨胀室吸入并借助吸入的工作介质的压力来对应于膨胀室的容积变化得到旋转力的容积型膨胀机而使用螺旋式膨胀涡轮。此外，膨胀机11使吸入的高压的气相工作介质以两阶段膨胀，具备由螺旋式膨胀涡轮构成的高压侧膨胀部21和低压侧膨胀部22。容积型的膨胀机11能够将入口侧和出口侧的气相工作介质的压力差效率良好地变换为旋转力。因此，与以往的使用蒸气涡轮形式的膨胀机的情况相比，能够从低压的气相工作介质效率良好地得到旋转动力。
[0038]发电机12以高压侧膨胀部21、低压侧膨胀部22及发电机12同轴地固定的状态收存在一个箱体30A内，以使构成膨胀机11的高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22的动力被传递给发电机12来生成电力。即，高压侧膨胀部21、低压侧膨胀部22及发电机12形成了作为一轴一体构造的半密闭构造的发电装置30。
[0039]从膨胀机11吐出的气相工作介质在发电装置30的箱体30A内将发电机12冷却后，被从发电装置30的箱体30A内导出。
[0040]冷凝器13将从发电装置30导出的低温的气相工作介质用冷却水进一步冷却来使其冷凝液化。作为冷却水使用海水。
[0041 ]蓄水器14是将由冷凝器13液化的工作介质暂时储存的容器。从该容器仅将液相工作介质取出。
[0042]循环栗15在工作介质回路10内使工作介质循环。在该回路中，发挥作用，以将蓄水器14内的液状冷媒汲取并升压、向构成蒸发器18的第I蒸发器16输送。
[0043]蒸发器18将由循环栗15送来的液相工作介质用增压机3的增压空气的热加热，由此将增压空气的热量向工作介质回路10取入。第2蒸发器17将由第I蒸发器16加热后的工作介质再以由节能器4生成的蒸气为热源进行加热，将蒸气的热量向工作介质回路10取入。这样，被蒸发器18加热的工作介质成为气相而被向膨胀机11输送。
[0044]接着，基于图2更具体地说明发电装置30的构造。另外，在以下的说明中，将图2中的左右方向作为发电装置30的左右方向，将图2中的上下方向作为发电装置30的上下方向，将图2中的近侧作为发电装置30的前方，将图2中的背面侧作为发电装置30的后方。
[0045]箱体30A为了将高压侧膨胀部21、低压侧膨胀部22及发电机12同轴地固定并收存，被分割为五个。将该分割的各箱体从左侧起依次设为第I箱体31、第2箱体32、第3箱体33、第4箱体34、第5箱体35。此外，五个箱体为借助螺栓等的连结件(未图示)连结的半密闭构造。
[0046]第I箱体31是右端开放的容器，在左端的壁中央部设有用来将气相工作介质向内部导入的导入口 41，并且在内部形成有为了使流体的流动稳定化而具备一定的容积的空间部42。
[0047]第2箱体32具备形成高压侧膨胀部21的螺旋式膨胀涡轮的转子支承部43。形成高压侧膨胀部21的螺旋式膨胀涡轮由阴阳一对的螺旋转子21A构成。转子支承部43将螺旋转子21A可旋转地支承。此外，在第2箱体32的上方部位，形成有将第I箱体31的空间部42内的气相工作流体向高压侧膨胀部21的吸入口 44导引的第I连络通路45。
[0048]第3箱体33是左端开放的容器，在内部形成有容纳形成高压侧膨胀部21的螺旋式膨胀涡轮的螺旋转子21A的第I容纳室46。此外，通过第I容纳室46的左端抵接在第2箱体32的壁体32A上，形成将工作介质向高压侧膨胀部21的膨胀室引导的吸入口44。此外，在第I容纳室46的下方部的壁体部上，形成有用来将由高压侧膨胀部21膨胀的气相工作介质吐出的吐出口 47，并形成有将从该吐出口 47吐出的气相工作介质向第4箱体34内引导的第2连络通路48。此外，右端的壁体33A构成与第4箱体34的边界壁。
[0049]第4箱体34是左端开放的容器，在中央部形成有容纳形成低压侧膨胀部22的螺旋式膨胀涡轮的第2容纳室49。形成低压侧膨胀部22的螺旋式膨胀涡轮由阴阳一对的螺旋转子22A构成。此外，在第2容纳室49的左侧形成有将左端开放的空间部50，构成为，能够将来自第2连络通路48的气相工作介质向该空间部50引导。并且，在第2容纳室49的左端上方部形成有低压侧膨胀部22的吸入口 51。吸入口 51用来将气相工作介质向低压侧膨胀部22的膨胀室吸入。此外，在吸入口51与空间部50之间，形成有将空间部50的气相工作介质向吸入口51引导的水平方向的第3连络通路52。此外，在第2容纳室49的下方部的壁体部上，形成有用来使由低压侧膨胀部22膨胀后的气相工作介质吐出的吐出口 53，并且形成有将从该吐出口53吐出的低温低压的气相工作介质向第5箱体35内引导的第4连络通路54。此外，右端的壁体34A构成与第5箱体35的边界壁。
[0050]形成高压侧膨胀部21的膨胀涡轮及形成低压侧膨胀部22的膨胀涡轮是一般的形式，阴阳一对的螺旋转子21A、22A在相同的高度位置处分别以旋转轴相互平行的方式配置。在图2中，形成高压侧膨胀部21的膨胀涡轮及形成低压侧膨胀部22的膨胀涡轮分别配置在近侧，以使阳螺旋转子可见。并且，在高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22中，由螺旋转子21A、22A的叶片和容纳室46、49的壁面包围的空间为膨胀室。此外，各膨胀室形成为，朝向吐出口 47、53逐渐扩大。由此，被吸入到各容纳室46、49中的工作介质随着朝向吐出口 47、53膨胀，螺旋转子2IA、22A旋转。
[0051]第5箱体35是左端开放的容器，在内部容纳有发电机12。此外，在右端的壁体35A的中央部，形成有将冷却发电机12后的工作介质向发电装置30的外部导出的导出口 55。
[0052]发电机12直接连结在阴阳螺旋转子的某一方的旋转轴上。在本实施方式中，发电机12直接连结在构成低压侧膨胀部22的近侧的阳螺旋转子的旋转轴上。此外，低压侧膨胀部22的阳螺旋转子和构成高压侧膨胀部21的近侧的阳螺旋转子被固定在同一旋转轴上。由此，由高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22构成的膨胀机11的旋转动力被向发电机12传递，能够由发电机12得到电力。由发电机12得到的电力经由未图示的电力线被向船内系统供给。
[0053]可是，有关本实施方式的热回收型发电系统为了利用柴油发动机2的废热，以利用柴油发动机2的排出气体的热量生成的增压空气的热量为主，利用由节能器4生成的蒸气的热量作为辅助热源。增压空气的热量根据柴油发动机2的运转负荷的大小变化而增减。此夕卜，蒸气的热量根据其他需要地的蒸气的消耗量，与能够由本热回收型发电系统利用的蒸气量一起，能够利用的热量变动。但是，本热回收型发电系统设计了膨胀机11，以使得即使在利用的热源的热量中有变动，也能够维持稳定的发电效率。
[0054]接着，参照图3说明膨胀机11的设计次序。
[0055]膨胀机11中的由螺旋式膨胀涡轮构成的高压侧膨胀部21和低压侧膨胀部22构成为，能够实现各自的螺旋转子21A、22A的共通化。首先，如步骤SI所示，准备各自的螺旋式膨胀涡轮的效率曲线。该效率曲线是按照内部容积比Vi表示整体隔热效率(全断熱効率)相对于压力比Ps/Pd的变化的特性线图。这里，内部容积比Vi是指吸入行程截止时的膨胀室的容积与膨胀行程结束时的膨胀室的容积的比。此外，压力比Ps/Pd是指膨胀涡轮的吐出压力Pd相对于膨胀涡轮的吸入压力Ps的比。这样的线图例如是图4所示那样的。
[0056]接着，如步骤S2所示，根据热源的热量变化及冷却水的温度预测并设定膨胀机11的吸入压力Ps和吐出压力Pd。就该实施方式而言，如图5(a)所示，当将增压空气的热量及蒸气的热量合计的热量为最大预测值的高热量供给时，膨胀机11的吸入压力Ps为2MPa，膨胀机11的吐出压力Pd为0.16MPa。因而，预测为压力比Ps/Pd=2.0/0.16=12.5。另外，膨胀机11的吐出压力Pd由作为冷却水的海水的流量和温度确定，但在船内这些值不怎么变化。因而，吐出压力Pd被维持为大致一定。
[0057]另一方面，在将增压空气的热量及蒸气的热量合计的热量为最小预测值的低热量供给时，膨胀机11的吸入压力Ps为IMPa，膨胀机11的吐出压力Pd为0.16MPa，预测为压力比Ps/Pd=l.0/0.16=6.26。
[0058]如果基于图4调查由I级的螺旋式膨胀涡轮处理的情况下的效率，则在使内部容积比Vi为2.6的情况下，虽然在图4中断开了，但实际上高热量供给时(压力比Ps/Pd=12.5)的效率是55%，低热量供给时(压力比Ps/Pd=6.26)的效率为67%。此外，在使内部容积比Vi为3.6的情况下，高热量供给时(压力比Ps/Pd=12.5)的效率是59%，低热量供给时(压力比Ps/Pd=6.26)的效率为71%。此外，在使内部容积比Vi为5.0的情况下，高热量供给时(压力比Ps/Pd=I 2.5 )的效率是62%，低热量供给时(压力比Ps/Pd=6.26 )的效率为67%。因而，在用I级的螺旋式膨胀涡轮处理的情况下，为了在高热量供给时及低热量供给时都为相同程度的效率，优选的是使内部容积比Vi为5.0，但整体上效率变低。
[0059]所以，将膨胀机11变更为阶段性地膨胀的多级式膨胀涡轮来实现整体隔热效率的提高。在此情况下，为使膨胀机11以高压侧膨胀部21和低压侧膨胀部22的2阶段膨胀的方式。所以，如图3的步骤S3所示，掌握使构成膨胀机11的高压侧膨胀部21的内部容积比Vi和低压侧膨胀部22的内部容积比Vi相同的情况下的、内部容积比Vi与各膨胀部的压力比的关系。这样使高压侧膨胀部21的内部容积比Vi与低压侧膨胀部22的内部容积比Vi相同是为了通过实现高压侧膨胀部21的结构和低压侧膨胀部22的结构的共通化来使它们的设计及制造容易化。
[0060]此外，具体而言，以提高整体隔热效率为目的，将内部容积比Vi设定为2.6。如果这样，则如图5(b)所示，在高热量供给时，被高压侧膨胀部21从吸入压力Ps=2.0减压到中间压力Pm=0.56，被低压侧膨胀部22从中间压力Pm=0.56减压到吐出压力Pd=0.16。此外，在低热量供给时，被高压侧膨胀部21从吸入压力Ps=1.0减压到中间压力Pm=0.4，被低压侧膨胀部22从中间压力Pm=0.4减压到吐出压力Pd=0.16。
[0061]在这样的情况下，高热量供给时的压力比为，高压侧膨胀部21的压力比Ps/Pm是3.57，低压侧膨胀部22的压力比Pm/Pd是3.5，大致相同。此外，低热量供给时的压力比为，高压侧膨胀部21的压力比Ps/Pm是2.5，低压侧膨胀部22的压力比Pm/Pd也是2.5，大致相同。
[0062]接着，如图3的步骤S4所示，计算设定的内部容积比Vi下的高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22的整体隔热效率，并掌握作为膨胀机11的整体隔热效率，确定作为较高的整体隔热效率的最优的内部容积比Vi。
[0063]所以，基于图6，考察使内部容积比Vi为2.6的情况下的整体隔热效率。首先，如果考察高热量供给时的整体隔热效率，则由于高压侧膨胀部21的压力比Ps/Pm是3.57，低压侧膨胀部22的压力比Pm/Pd是3.5，所以高热量供给时的整体隔热效率在高压侧膨胀部21和低压侧膨胀部22都为75%。此外，如果考察低热量供给时的整体隔热效率，则由于高压侧膨胀部21的压力比Ps/Pm及低压侧膨胀部22的压力比Pm/Pd都是2.5，所以低热量供给时的整体隔热效率在高压侧膨胀部21和低压侧膨胀部22都为73%。
[0064]这样，在内部容积比Vi=2.6的情况下，高热量供给时及低热量供给时整体隔热效率都变高，作为膨胀机整体的整体隔热效率也变高为73%?75%，所以可知使内部容积比Vi为2.6是适当的。此外，明确了如果这样则发热量增加约10%。
[0065]接着，对容积型膨胀机的内部容积比Vi的调整的方式进行说明。在容积型膨胀机中，为了调整内部容积比Vi，只要将膨胀行程结束的时机变更就可以，由此能够将膨胀行程结束时的膨胀室的容积变更来将内部容积比变更。此外，为了将膨胀行程结束的时机变更，可以通过变更吐出口的大小形状来进行。因而，在设定最优的内部容积比Vi后，如图3的步骤S5所示，设定吐出口的大小、形状，以成为最优的内部容积比Vi(该实施方式的情况下为Vi=2.6)0
[0066]这里，基于图7对本实施方式的高压侧膨胀部21的情况下的吐出口的大小形状的设定进行说明。如前述那样，通过将对于膨胀行程结束的时机有影响的高压侧膨胀部21的吐出口 47的左端位置47A在轴向上变更，能够将高压侧膨胀部21的膨胀行程结束的时机变更，由此能够将高压侧膨胀部21的内部容积比Vi变更。更具体地讲，如果在图7中使吐出口47的左端位置47A向右方错移，则吐出口 47变小，膨胀行程结束的时机变晚。由此，能够使膨胀行程结束时的膨胀室的容积变小，使内部容积比Vi变大。相反，如果使吐出口 47的左端位置47A向左方错移，则吐出口 47变小，膨胀行程结束的时机变早。由此，能够使膨胀行程结束时的膨胀室的容积变大，使内部容积比Vi变小。
[0067]以上，对将高压侧膨胀部21的内部容积比Vi的设定变更的情况进行了说明，但在将低压侧膨胀部22的内部容积比Vi的设定变更的情况下也能够据此进行。这样，在本实施方式的膨胀机11中，可以通过变更吐出口 47、53的大小和形状来变更内部容积比Vi的设定。
[0068]接着，对有关本实施方式的回收型发电系统的工作进行说明。首先，说明热源侧流体回路I中的工作。
[0069]在热源侧流体回路I中，借助柴油发动机2的约170°C?300° C的排出气体将涡轮5驱动，将连结在涡轮5上的增压机3驱动。来自被柴油发动机2的排出气体驱动的增压机3的增压空气是约150° C?250° C的温度，经由工作介质回路10的第I蒸发器16被向柴油发动机2供给。这样，增压空气在第I蒸发器16中与在工作介质回路10中循环的工作介质热交换，增压空气的热量被向在工作介质回路10中循环的工作介质施加。
[0070]此外，供增压机3的驱动的排出气体在穿过涡轮5后成为约150°C?250° C的空气而被向节能器4供给，在节能器4中供蒸气的生成后，被排出。由节能器4生成的蒸气被向船内的吹灰器等其他需要地输送，但当其他需要地处的蒸气的使用量较少时，其剩余蒸气被向工作介质回路10的第2蒸发器17输送。在第2蒸发器17中，剩余蒸气与在工作介质回路10中循环的工作介质热交换，剩余蒸气的热量被向在工作介质回路10中循环的工作介质施加。另一方面，剩余蒸气通过在工作介质回路10中循环的工作介质加热而冷凝成水，被储存到蓄水器6中之后，被栗7向节能器4送回。
[0071]接着，参照图8所示的莫利尔线图说明工作介质回路10中的工作。另外，在图8的莫利尔线图中，对于表示工作介质的状态的代表性的点赋予附图标记A?F。此外，在表示工作介质回路10的结构的图1中，也对与该点对应的位置赋予附图标记A?F，使其对应关系变得容易理解。
[0072]在工作介质回路10中，约0.5MPa?2MPa的液相工作介质被第I蒸发器16用增压空气的热加热而蒸发气化(E—F)。由此，增压空气的热量被回收。此外，被第I蒸发器16加热后的液相、气相混合的工作介质在第2蒸发器17中被剩余蒸气的热进一步加热(F—A)。由此，剩余蒸气的热量被回收。
[0073]这样被由第I蒸发器16及第2蒸发器17构成的蒸发器18加热后的气相工作介质被从导入口 41向发电装置30导入，如图2中的实线箭头及虚线箭头那样流动。被导入到发电装置30中的气相工作介质在由螺旋式膨胀涡轮构成的高压侧膨胀部21中隔热膨胀着在同样由螺旋式膨胀涡轮构成的低压侧膨胀部22中进一步隔热膨胀(B—C)』点的压力是约0.5MPa?1.5MPa，C点的压力为约0.110^?0.510^。并且，由这些膨胀涡轮产生的旋转动力被向发电机12传递。
[0074]在高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22中膨胀而成为低温的气相流体的工作介质将发电机12冷却，穿过导出口55被从发电装置30导出。借助工作介质的该冷却作用，能够使发电机12的发电效率稳定化。
[0075]被从发电装置30导出的气相工作介质在冷凝器13中被作为冷却水的约20°C?40°C的海水冷却而冷凝液化(C—D)。并且，冷凝液化的工作介质被暂时储存到蓄水器14中，仅液相工作介质被循环栗汲出，升压(D—E)，向蒸发器18输送。
[0076]被向工作介质回路10填充的工作介质通过形成前述那样的循环，将增压空气的热量及剩余蒸气的热量回收来进行发电。在此情况下，构成膨胀机11的高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22由螺旋式膨胀涡轮构成，并且如前述那样内部容积比Vi被确定为2.6以使整体隔热效率变高，并且，设定吐出口 47、53的形状及大小以实现该内部容积比Vi。结果，即使由于柴油发动机2的负荷的增减，增压空气的热量变动，此外，即使由于其他需要地处的蒸气的消耗量的变动，能够利用的剩余蒸气的热量变动，也以稳定的效率进行发电。
[0077](效果)
如以上那样构成的有关本实施方式的回收型发电系统起到以下这样的效果。
[0078](I)根据本热回收型发电系统，由于膨胀机11具备使工作介质阶段性地膨胀的多个膨胀部，所以能够使膨胀机11的整体隔热效率提高。
[0079](2)此外，膨胀机11构成为，在设计阶段中调整各级的膨胀部的内部容积比Vi，由此，在吸入压力Ps的变动范围内整体隔热效率成为70%以上。因而，本热回收型发电系统即使热源的热量变动也能够维持稳定的发电效率。
[0080](3)此外，在本热回收型发电系统中，由于将膨胀机11由高压侧膨胀部21和低压侧膨胀部22的两级构成，所以能够在抑制制造成本的同时做成高效率的发电系统。
[0081](4)此外，由于将膨胀机11调整以使各膨胀部的内部容积比Vi相同，所以能够实现多个膨胀部的共通化。因而，各膨胀部的设计及制造变容易。
[0082](5)此外，膨胀机11由于使用容积型的膨胀涡轮，所以通过变更膨胀行程结束位置，能够容易地调整内部容积比。在如本实施方式那样的螺旋式膨胀涡轮的情况下，通过变更吐出口 47、53的形状及大小，能够变更各膨胀部的膨胀行程结束位置，能够容易地调整膨胀行程结束时的容积。
[0083](6)此外，在有关本实施方式的回收型发电系统中，将从增压机3向船舶用的柴油发动机2供给的增压空气的热量和由节能器4生成的蒸气的热量回收来发电，但由此能够供给在船舶内使用的电力。
[0084](7)此外，在有关本实施方式的回收型发电系统中，根据柴油发动机2的负荷，增压机3的热量变动，并且根据由节能器4生成的蒸气的船内需要地处的蒸气的消耗量的变动，供于热回收的蒸气的热量变动。因此，由于预测吸入压力Ps的变动范围是IMPa以上2MPa以下的范围，所以高压侧膨胀部21及低压侧膨胀部22的内部容积比两者都优选的是2.6±0.3左右。通过这样结构，能够将利用从增压机3向柴油发动机2供给的增压空气和由节能器4生成的蒸气的情况下的压力变动覆盖。此外，在此情况下，能够将膨胀机11的隔热效率在低热量供给时维持为73%，在高热量供给时维持为75%。结果，能够使发热量提高10%。
[0085](8)此外，根据有关本实施方式的回收型发电系统，由于多个膨胀部分别是螺旋式膨胀涡轮，多个膨胀部和发电机12容纳在一个箱体30A内，所以能够通过在膨胀机11中膨胀而压力、温度下降的气相工作介质将发电机12的绕组冷却。由此能够将发电机12的效率维持得较高。
[0086](9)此外，根据有关本实施方式的回收型发电系统，由于将多个膨胀部和发电机12做成一轴一体构造，做成收存到一个箱体30A中的半密闭构造，所以能够做成工作介质及润滑油不泄漏的构造，由此能够进行长期的稳定运转。
[0087][变形例]
关于前述实施方式的说明是遵循本发明的热回收型发电系统能够取得的方式的例示，并不意味着限制其方式。遵循本发明的热回收型发电系统可以取例如将以下所示的前述实施方式的变形例及相互不矛盾的至少两个变形例组合的方式。
[0088]在前述实施方式中，在设计次序中，首先准备表示各个内部容积比Vi下的整体隔热效率与压力比Ps/Pd的关系的效率曲线(图3中的步骤SI)，接着，根据作为热源的增压空气的热量变化及冷却水的温度预测并设定膨胀机11的吸入压力Ps和吐出压力Pd(图3中的步骤S2)。但是，关于这一点，也可以是相反的顺序。
[0089]在前述实施方式中，作为膨胀机11使用由螺旋式膨胀涡轮构成的结构，但并不限定于此，也可以使用涡旋式等其他容积型的结构。
[0090]在前述实施方式中，作为膨胀机11构成为以两阶段膨胀的形式，但并不限于此。膨胀机11的级数也可以兼顾制造成本来设为3级以上，通过使级数变多，能够更好地实现整体隔热效率的提尚。
[0091]各膨胀部的内部容积比Vi的目标值只要是在吸入压力及吐出压力的变动范围内全级热效率为70%以上就可以，并不一定需要是2.6，也可以设为2.6以上3.6以下的值。此夕卜，需要根据级数来适当设定内部容积比Vi，但为了各膨胀部的设计及制造的容易化而优选的是使内部容积比Vi相同。但是，在设计及制造的工序数被容许的情况下，也可以按照膨胀部，使内部容积比Vi在2.6以上3.6以下的范围内相互不同。
[0092]此外，在前述实施方式中，作为多级膨胀形式设为单将膨胀分为2阶段进行的循环，但并不限于此，也可以为多级再生循环或多级再热循环。
[0093]前述实施方式的设计方法可以举出利用船舶推进用的柴油发动机的废热的方法，但也可以为将其他发动机的废热或火力发电站、焚烧施设、工厂等的废热等回收的方法。更具体地讲，也可以将在工厂中排出的水蒸气的热量作为热源、或将水蒸气以外的蒸气或温水等作为热源，在热源的热量变动的情况下是有效的。
[0094]此外，在前述实施方式中，将第2蒸发器17形成为，辅助地利用由节能器4生成的蒸气的热量，但并不限定于此。例如也可以将利用这样的辅助热源的第2蒸发器省略。此外，也可以使第2蒸发器17的热源为柴油发动机2的排出气体，使工作介质与柴油发动机2的排出气体直接热交换。
[0095]在前述实施方式中，由于在冷凝器13中使用的冷却水是海水，所以在船内使用冷却水的流量及温度不怎么变化的，但根据利用的废热，也可以关联于利用环境的差异来使用不同的冷却源。此外，冷却源也可以是随着季节或时间在冷却性能上发生变化的，在这样的情况下，只要根据其变动幅度来设计吸入侧的压力就可以。
[0096]在前述实施方式中，作为向工作介质回路10填充的工作介质使用R245fa，但也可以取代其而使用异戊烷、丁烷、丙烷等低分子碳化氢、或作为冷媒使用的R134a等。
[0097]附图标记说明
Pd吐出压力;Ps吸入压力;Vi内部容积比；2 (柴油)发动机;3增压机;4节能器;11膨胀机；12发电机；13冷凝器；15循环栗；16第I蒸发器；17第2蒸发器；18蒸发器;21高压侧膨胀部;22低压侧膨胀部。
【主权项】
1.一种热回收型发电系统，其特征在于， 具有蒸发器、膨胀机、发电机、冷凝器、循环栗， 前述蒸发器借助热源的热将工作介质加热气化， 前述膨胀机被由前述蒸发器气化的高压的气相工作介质驱动，前述膨胀机是容积型的， 前述发电机被连结在前述膨胀机上来被驱动， 前述冷凝器将从前述膨胀机送出的低温低压的气相工作介质冷却来冷凝， 前述循环栗将由前述冷凝器冷凝的液相工作介质汲取，升压，向前述蒸发器输送， 前述膨胀机具备使工作介质阶段性地膨胀的多个膨胀部， 前述多个膨胀部构成为，通过在设计阶段中调整内部容积比，在前述膨胀机的吸入压力或吐出压力的至少一方变动的情况下，在变动范围内整体隔热效率为70%以上。2.如权利要求1所述的热回收型发电系统，其特征在于， 调整前述膨胀机，以使各膨胀部的内部容积比大致相同。3.如权利要求1或2所述的热回收型发电系统，其特征在于， 前述膨胀机通过变更各膨胀部的膨胀行程结束位置来调整内部容积比。4.如权利要求1?3中任一项所述的热回收型发电系统，其特征在于， 前述多个膨胀部由高压侧膨胀部和低压侧膨胀部的两级构成。5.如权利要求4所述的热回收型发电系统，其特征在于， 前述蒸发器构成为，借助从增压机向发动机供给的增压空气来加热。6.如权利要求5所述的热回收型发电系统，其特征在于， 前述吸入压力的前述变动范围是IMPa以上2MPa以下的范围， 前述高压侧膨胀部及低压侧膨胀部的内部容积比为，两者都是2.6 ± 0.3。7.如权利要求1?6中任一项所述的热回收型发电系统，其特征在于， 前述多个膨胀部分别是螺旋式膨胀涡轮， 前述多个膨胀部和前述发电机容纳在一个箱体内。
【文档编号】F01C13/00GK105986840SQ201610167298
【公开日】2016年10月5日
【申请日】2016年3月23日
【发明人】足立成人, 成川裕, 壶井升
【申请人】株式会社神户制钢所