JP2002021547A - Super-charge type engine-driven genrator equipment - Google Patents
Super-charge type engine-driven genrator equipmentInfo
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、燃焼用空気が過給
される過給式エンジンと、その過給式エンジンの出力軸
に連動連結されて駆動されるエンジン駆動式発電機とが
設けられた過給式エンジン駆動発電設備に関する。The present invention relates to a supercharged engine in which combustion air is supercharged, and an engine driven generator which is driven by being linked to an output shaft of the supercharged engine. To a supercharged engine-driven power generation facility.
【０００２】[0002]
【従来の技術】かかる過給式エンジン駆動発電設備にお
いて、従来は、図５に示すように、過給式エンジン１
は、その過給式エンジン１から排出される排ガスにて駆
動される排ガスタービン過給機ＴＣにて過給するように
構成していた。つまり、排ガスタービン過給機ＴＣは、
過給式エンジン１からエンジン排ガス路１１を通じて排
出される排ガスにて駆動される過給用タービン２１の出
力軸２１ａに、タービン駆動式圧縮機２２を連動連結し
て構成して、過給用タービン２１にてタービン駆動式圧
縮機２２を回転駆動して、そのタービン駆動式圧縮機２
２にて、過給式エンジン１に過給するように構成してい
た。尚、図５において、８は、吸気路６から吸気される
大気圧状態の空気と、ガス燃料供給路７から供給される
ガス燃料とを混合するミキサであり、そのミキサ８にて
混合された混合気を供給する混合気路９を、タービン駆
動式圧縮機２２の吸気口に接続すると共に、タービン駆
動式圧縮機２２の吐出口と過給式エンジン１とを過給気
路１０にて接続して、ミキサ８にて混合された混合気を
タービン駆動式圧縮機２２にて圧縮して、過給式エンジ
ン１に供給するように構成してある。2. Description of the Related Art In such a supercharged engine-driven power generation system, conventionally, as shown in FIG.
Is configured to be supercharged by an exhaust gas turbine supercharger TC driven by exhaust gas discharged from the supercharged engine 1. That is, the exhaust gas turbocharger TC
A turbo-driven compressor 22 is operatively connected to an output shaft 21a of a supercharging turbine 21 driven by exhaust gas discharged from the supercharged engine 1 through an engine exhaust gas passage 11. At 21, the turbine-driven compressor 22 is rotationally driven, and the turbine-driven compressor 2 is rotated.
2, the supercharged engine 1 was configured to be supercharged. In FIG. 5, reference numeral 8 denotes a mixer for mixing air in an atmospheric pressure state sucked from the intake path 6 and gas fuel supplied from the gas fuel supply path 7. The mixture path 9 for supplying the mixture is connected to the intake port of the turbine-driven compressor 22, and the discharge port of the turbine-driven compressor 22 is connected to the supercharged engine 1 by the supercharged air path 10. The air-fuel mixture mixed by the mixer 8 is compressed by the turbine-driven compressor 22 and supplied to the supercharged engine 1.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】従って、従来では、過
給用タービンとタービン駆動式圧縮機は、連動連結され
ているので、過給用タービンとタービン駆動式圧縮機
は、同一の回転速度で駆動されることになる。しかしな
がら、過給用タービンを、その効率（以下、タービン効
率と記載する場合がある）が高くなる状態で運転できる
回転速度と、タービン駆動式圧縮機を、その効率（以
下、コンプレッサ効率と記載する場合がある）が高くな
る状態で運転できる回転速度とは、必ずしも同一又は近
いものではなく、大きく異なっているのが一般的である
ので、一方を高効率となる回転速度で運転しても、他方
の効率が低くなるので、排ガスタービン過給機としての
効率（即ち、タービン効率×コンプレッサ効率で求めら
れ、以下、過給機効率と記載する場合がある）を高くす
るにしても限度があり、その結果、過給式エンジン駆動
発電設備の発電効率を高くするにしても限度があった。Conventionally, therefore, the supercharging turbine and the turbine-driven compressor are linked to each other, so that the supercharging turbine and the turbine-driven compressor are operated at the same rotational speed. It will be driven. However, the rotational speed at which the supercharging turbine can be operated in a state where its efficiency (hereinafter, sometimes referred to as turbine efficiency) is high, and the turbine-driven compressor is referred to as its efficiency (hereinafter, referred to as compressor efficiency). The rotation speed that can be operated in a high state is not always the same or close to each other, and is generally greatly different, so even if one of them is operated at a rotation speed with high efficiency, Since the other efficiency is low, there is a limit even if the efficiency as the exhaust gas turbocharger (that is, obtained by the turbine efficiency × compressor efficiency, sometimes referred to as “supercharger efficiency” hereinafter) is increased. As a result, there is a limit even if the power generation efficiency of the supercharged engine-driven power generation equipment is increased.
【０００４】又、過給機効率が極力高くなるように、排
ガスタービン過給機を設計するに当たって、過給用ター
ビン及びタービン駆動式圧縮機を選定したり、それらの
運転条件を設定する等の設計は、以下に説明するよう
に、複雑なものであった。In designing an exhaust gas turbine supercharger so that the supercharger efficiency becomes as high as possible, it is necessary to select a supercharger turbine and a turbine-driven compressor and to set operating conditions thereof. The design was complex, as described below.
【０００５】即ち、先ず、過給式エンジンへ供給する給
気の圧力比（圧縮後の圧力／圧縮前の圧力）、及び、流
量を設定する。タービン駆動式圧縮機として、圧力比及
び流量が上記のような設定圧力比及び設定流量になるよ
うに運転したときに、コンプレッサ効率が可及的に高く
なるような圧縮機をタービン駆動式圧縮機として選定す
る。過給用タービンとしては、上記のように選定したタ
ービン駆動式圧縮機を圧力比及び流量が設定圧力比及び
設定流量になるように運転するときの回転速度と同一の
回転速度にて運転したときに、タービン効率が極力高く
なるタービンを選定する。That is, first, the pressure ratio (pressure after compression / pressure before compression) of the supply air supplied to the supercharged engine and the flow rate are set. As a turbine driven compressor, a compressor whose compressor efficiency becomes as high as possible when operated so that the pressure ratio and the flow rate become the above set pressure ratio and the set flow rate is a turbine driven compressor. To be selected. As the supercharging turbine, when the turbine-driven compressor selected as described above is operated at the same rotation speed as when the pressure ratio and the flow rate are set to the set pressure ratio and the set flow rate. Next, a turbine with the highest turbine efficiency is selected.
【０００６】そして、上述のように選定したタービン駆
動式圧縮機及び過給用タービンを実機に搭載して運転す
ることにより、夫々の性能を確認し、実機での運転条件
が、コンプレッサ効率が低下したり、タービン効率が低
下したりすると、タービン駆動式圧縮機及び過給用ター
ビン夫々の選定を繰り返すこととなる。上述のように、
過給用タービン及びタービン駆動式圧縮機を選定した
り、それらの運転条件を設定するための設計は、複雑な
ものであった。[0006] The performance of each of the turbine-driven compressor and the supercharging turbine selected as described above is confirmed by mounting the turbine-mounted compressor and the supercharging turbine on the actual machine. When the turbine efficiency decreases or the turbine efficiency decreases, the selection of the turbine driven compressor and the selection of the supercharging turbine are repeated. As mentioned above,
The design for selecting a supercharging turbine and a turbine-driven compressor and for setting their operating conditions has been complicated.
【０００７】又、従来では、運転条件の変化に伴う発電
効率の変動が大きいという問題があった。ちなみに、運
転条件の変化としては、例えば、気象条件の変化に伴う
ものがある。つまり、気温が高くなるほど、空気が膨張
して体積が増加し、あるいは、湿度が高くなるほど空気
中の水蒸気量が増加するので、気象条件が高温多湿にな
るほど、タービン駆動式圧縮機は、流量を多くすべく、
回転速度を大きくするように運転条件を変化させる必要
があり、それに伴って、コンプレッサ効率が低下する。
又、過給用タービンの回転速度も、タービン駆動式圧縮
機と同様に変化するので、タービン効率が変化する。従
って、過給機効率の変化量が大きいので、発電効率の変
動が大きくなる。ちなみに、タービンの回転速度とター
ビン効率との関係は、例えば、図３の（イ）に示すよう
に、所定の回転速度でタービン効率が最大となるよう
な、概ね放物線の二次曲線状となり、従来では、そのよ
うな回転速度とタービン効率との関係において、最大タ
ービン効率を呈する回転速度から大きくずれた回転速度
の範囲で運転しているので、回転速度の変化に対するタ
ービン効率の変化量が大きくなり、その結果、発電効率
の変動が大きくなるのである。[0007] Conventionally, there has been a problem that fluctuations in power generation efficiency due to changes in operating conditions are large. Incidentally, the change in the operating condition includes, for example, a change in the weather condition. In other words, as the air temperature increases, the volume of the air expands and expands, or as the humidity increases, the amount of water vapor in the air increases.Therefore, as the weather conditions increase in temperature and humidity, the turbine-driven compressor increases the flow rate. In order to increase
It is necessary to change the operating conditions so as to increase the rotation speed, and accordingly, the compressor efficiency decreases.
Further, since the rotation speed of the supercharging turbine also changes in the same manner as in the turbine driven compressor, the turbine efficiency changes. Therefore, since the change amount of the turbocharger efficiency is large, the fluctuation of the power generation efficiency becomes large. Incidentally, the relationship between the rotation speed of the turbine and the turbine efficiency is, for example, as shown in FIG. 3A, such that the turbine efficiency is maximized at a predetermined rotation speed, and is substantially a parabolic quadratic curve. Conventionally, in such a relationship between the rotation speed and the turbine efficiency, since the operation is performed in a rotation speed range greatly deviated from the rotation speed at which the maximum turbine efficiency is exhibited, the amount of change in the turbine efficiency with respect to the change in the rotation speed is large. As a result, fluctuations in power generation efficiency increase.
【０００８】本発明は、かかる実情に鑑みてなされたも
のであり、その目的は、設計が容易で且つ発電効率が高
く、しかも運転条件の変化に伴う発電効率の変動が小さ
い過給式エンジン駆動発電設備を提供することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and has as its object to provide a supercharged engine drive that is easy to design, has high power generation efficiency, and has small fluctuations in power generation efficiency due to changes in operating conditions. To provide a power generation facility.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】〔請求項１記載の発明〕
請求項１に記載の特徴構成は、前記過給式エンジンが、
その出力軸に連動連結されて駆動される機械式過給機に
て過給されるように構成され、前記過給式エンジンから
排出される排ガスにて駆動されるタービン駆動式発電部
が設けられていることにある。請求項１に記載の特徴構
成によれば、機械式過給機によって過給される過給式エ
ンジンにて駆動されるエンジン駆動式発電機にて発電さ
れるとともに、過給式エンジンから排出される排ガスに
て駆動されるタービン駆動式発電部にて発電される。そ
して、機械式過給機は、過給式エンジンの出力軸に連動
連結されて駆動されるエンジン駆動式圧縮機にて構成さ
れ、タービン駆動式発電部は、過給式エンジンの排気ガ
スにて駆動される発電用タービンと、その発電用タービ
ンの出力軸に連動連結されたタービン駆動式発電機にて
構成されていて、それらエンジン駆動式圧縮機と発電用
タービンとは、連動連結されていないので、夫々、異な
る回転速度で運転させることができる。そこで、エンジ
ン駆動式圧縮機は、例えば、従来におけるタービン駆動
式圧縮機の選定と同様に選定するにしても、発電用ター
ビンの設定に当たっては、タービン駆動式圧縮機とマッ
チングしたものを選定する必要があるといった過給用タ
ービン選定における従来の如き制約がなく、そして、選
定した発電用タービンにおいて、エンジン駆動式圧縮機
の運転回転速度とは関係なく、発電用タービン単独に
て、タービン効率が極力高くなる（例えば、最大とな
る）回転速度にて運転させるように、運転条件を設定す
ることができる。つまり、エンジン駆動式圧縮機及び発
電用タービンを個別に選定することができると共に、そ
れらの運転条件を個別に設定することができるので、エ
ンジン駆動式圧縮機及び発電用タービンを選定したり、
それらの運転条件を設定する設計が、簡単になる。そし
て又、発電用タービンは、タービン効率が極力高くなる
（例えば、最大となる）回転速度を設定して運転させる
ことができので、従来の過給用タービンにおけるタービ
ン効率に比べて、高いタービン効率にて運転させること
ができることとなり、エンジン駆動式圧縮機を過給式エ
ンジンにて駆動する分、エンジン駆動式発電機の発電出
力は低下するものの、タービン駆動式発電機において
は、高タービン効率にて高発電効率で発電されるので、
エンジン駆動式発電機の発電出力とタービン駆動式式発
電機の発電出力を合わせた総発電出力における発電効率
は、従来の発電効率に比べて高くなる。Means for Solving the Problems [Invention according to claim 1]
The feature configuration according to claim 1, wherein the supercharged engine is:
A turbine-driven power generation unit is provided which is configured to be supercharged by a mechanical supercharger driven in association with the output shaft and driven by exhaust gas discharged from the supercharged engine. Is to be. According to the characteristic configuration of the first aspect, the electric power is generated by the engine driven generator driven by the supercharged engine supercharged by the mechanical supercharger, and the electric power is discharged from the supercharged engine. Power is generated by a turbine-driven power generation unit driven by exhaust gas. The mechanical supercharger is composed of an engine-driven compressor that is driven by being linked to the output shaft of the supercharged engine, and the turbine-driven power generator uses the exhaust gas of the supercharged engine. It is composed of a driven power generating turbine and a turbine driven generator operatively connected to the output shaft of the power generating turbine, and the engine driven compressor and the power generating turbine are not operatively connected. Therefore, they can be operated at different rotation speeds. Therefore, for example, even if the engine-driven compressor is selected in the same manner as the conventional turbine-driven compressor, it is necessary to select a compressor that matches the turbine-driven compressor when setting the power generation turbine. There is no conventional restriction on the selection of the supercharging turbine, and the turbine efficiency of the selected power generation turbine is as small as possible, regardless of the operating speed of the engine-driven compressor. Operating conditions can be set to operate at a higher (eg, maximum) rotational speed. That is, since the engine-driven compressor and the power generation turbine can be individually selected and their operating conditions can be set individually, the engine-driven compressor and the power generation turbine can be selected,
The design for setting those operating conditions is simplified. In addition, the power generation turbine can be operated by setting the rotation speed at which the turbine efficiency becomes as high as possible (for example, the maximum), so that the turbine efficiency is higher than that of the conventional turbocharger. As the engine-driven compressor is driven by the supercharged engine, the power output of the engine-driven generator decreases, but the turbine-driven generator achieves high turbine efficiency. Power generation with high power generation efficiency,
The power generation efficiency in the total power generation output, which is the sum of the power generation output of the engine-driven generator and the power generation output of the turbine-driven generator, is higher than the conventional power generation efficiency.
【００１０】又、気象条件が高温多湿になって、エンジ
ン駆動式圧縮機は、従来のタービン駆動式圧縮機と同様
に、流量を多くすべく回転速度を大きくするように運転
条件を変化させるにしても、発電用タービンは、エンジ
ン駆動式圧縮機とは無関係に単独で、極力コンプレッサ
効率を高く維持できるように回転速度を変化させること
ができるので、発電効率の変動が小さい。ちなみに、タ
ービンの回転速度とタービン効率との関係が、図３の
（イ）に示すように、概ね放物線の二次曲線状となる場
合は、回転速度を、最大タービン効率を呈する回転速度
付近で変化させるので、最大タービン効率を呈する回転
速度から大きくずれた回転速度の範囲で変化させる従来
に比べて、回転速度の変化に対するタービン効率の変化
量は小さいから、発電効率の変動は、従来に比べて小さ
い。従って、設計が容易で且つ発電効率が高く、しかも
運転条件の変化に伴う発電効率の変動が小さい過給式エ
ンジン駆動発電設備を提供することができるようになっ
た。In addition, as the weather conditions become hot and humid, the operating conditions of the engine-driven compressor are changed to increase the rotation speed in order to increase the flow rate, similarly to the conventional turbine-driven compressor. However, since the power generation turbine can change the rotation speed so as to maintain the compressor efficiency as high as possible independently of the engine driven compressor, fluctuations in the power generation efficiency are small. By the way, when the relationship between the rotation speed of the turbine and the turbine efficiency is substantially a parabolic quadratic curve as shown in FIG. 3A, the rotation speed is set near the rotation speed at which the maximum turbine efficiency is exhibited. Since the amount of change in the turbine efficiency with respect to the change in the rotation speed is smaller than in the conventional case where the change is made within the range of the rotation speed that is greatly deviated from the rotation speed at which the maximum turbine efficiency is exhibited, the fluctuation in the power generation efficiency Small. Therefore, it has become possible to provide a supercharged engine-driven power generation facility that is easy to design, has high power generation efficiency, and has small fluctuations in power generation efficiency due to changes in operating conditions.
【００１１】〔請求項２記載の発明〕請求項２に記載の
特徴構成は、前記機械式過給機の回転速度が、前記ター
ビン駆動式発電部の回転速度よりも大きい状態で運転さ
れるように構成されていることにある。請求項２に記載
の特徴構成によれば、機械式過給機を構成するエンジン
駆動式圧縮機は、過給式エンジンの出力軸に連動連結さ
れているので、過給式エンジンと同一の回転速度で運転
され、一方、タービン駆動式発電部を構成する発電用タ
ービンは、エンジン駆動式圧縮機よりも低速の回転速度
にて、低騒音にて運転される。つまり、エンジン駆動式
圧縮機及び発電用タービンを個別に選定することができ
ると共に、それらの運転条件を個別に設定することがで
きるので、上述のように、最大タービン効率を呈する回
転速度がエンジン駆動式圧縮機よりも低速の回転速度と
なるような、回転速度とタービン効率との関係を有する
発電用タービンを選定することにより、発電用タービン
の運転騒音を小さくすることができるのである。従っ
て、低騒音化を図る面で好適な具体構成を提供すること
ができるようになった。According to a second aspect of the present invention, the mechanical supercharger is operated in a state where the rotational speed of the mechanical supercharger is higher than the rotational speed of the turbine-driven power generation unit. It is to be configured in. According to the second aspect of the present invention, the engine-driven compressor constituting the mechanical supercharger is connected to the output shaft of the supercharged engine in an interlocking manner. On the other hand, the power generation turbine constituting the turbine-driven power generation unit is operated at a lower rotation speed than the engine-driven compressor and with low noise. That is, since the engine-driven compressor and the turbine for power generation can be individually selected and their operating conditions can be individually set, as described above, the rotational speed at which the maximum turbine efficiency is exhibited depends on the engine drive speed. By selecting a power generation turbine having a relationship between the rotation speed and the turbine efficiency such that the rotation speed is lower than that of the type compressor, the operating noise of the power generation turbine can be reduced. Therefore, it is possible to provide a specific configuration suitable for reducing noise.
【００１２】[0012]
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を説明
する。図１に示すように、過給式エンジン駆動発電設備
（以下、単に設備と記載する場合がある）は、燃焼用空
気が過給される過給式エンジン１と、その過給式エンジ
ン１の出力軸１ａに連動連結されて駆動されるエンジン
駆動式発電機２と、その過給式エンジン１の出力軸１ａ
に増速用の変速機１５を介して連動連結されて駆動され
ることにより、過給式エンジン１に過給する機械式過給
機ＳＣと、過給式エンジン１から排出される排ガスにて
駆動されるタービン駆動式発電部ＴＧを設けて構成して
ある。Embodiments of the present invention will be described below. As shown in FIG. 1, a supercharged engine-driven power generation facility (hereinafter sometimes simply referred to as a facility) includes a supercharged engine 1 in which combustion air is supercharged, and a supercharged engine 1. An engine-driven generator 2 driven in conjunction with an output shaft 1a, and an output shaft 1a of the supercharged engine 1;
The supercharged engine 1 is driven by being interlocked with the mechanical supercharger SC via the speed increasing transmission 15 and the exhaust gas discharged from the supercharged engine 1. A turbine-driven power generation unit TG to be driven is provided.
【００１３】機械式過給機ＳＣは、過給式エンジン１の
出力軸１ａに連動連結されて駆動されるエンジン駆動式
圧縮機３にて構成し、タービン駆動式発電部ＴＧは、過
給式エンジン１の排気ガスにて駆動される発電用タービ
ン４と、その発電用タービン４の出力軸４ａに連動連結
されたタービン駆動式発電機５にて構成してある。ちな
みに、タービン駆動式発電機５は、インバータ式であ
る。The mechanical supercharger SC comprises an engine-driven compressor 3 which is driven in conjunction with the output shaft 1a of the supercharged engine 1. The turbine-driven power generator TG includes a supercharged engine TG. The turbine 1 includes a power generation turbine 4 driven by exhaust gas of the engine 1 and a turbine driven generator 5 linked to an output shaft 4 a of the power generation turbine 4. Incidentally, the turbine driven generator 5 is of an inverter type.
【００１４】吸気路６から吸気される大気圧状態の空気
と、ガス燃料供給路７から供給される燃料としてガス燃
料とを混合するミキサ８を設け、そのミキサ８にて混合
された混合気を供給する混合気路９を、エンジン駆動式
圧縮機３の吸気口に接続すると共に、エンジン駆動式圧
縮機３の吐出口と過給式エンジン１とを過給気路１０に
て接続して、ミキサ８にて混合された混合気をエンジン
駆動式圧縮機３にて圧縮して、過給式エンジン１に供給
するように構成してある。A mixer 8 is provided for mixing air at atmospheric pressure taken from an intake passage 6 with gas fuel as a fuel supplied from a gas fuel supply passage 7. The supply air path 9 is connected to the intake port of the engine-driven compressor 3, and the discharge port of the engine-driven compressor 3 is connected to the supercharged engine 1 via a supercharged air path 10. The air-fuel mixture mixed by the mixer 8 is compressed by the engine-driven compressor 3 and supplied to the supercharged engine 1.
【００１５】過給式エンジン１から排ガスが排出される
エンジン排ガス路１１を、発電用タービン４の給気口に
接続して、過給式エンジン１から排出される排ガスに
て、発電用タービン４を駆動するように構成してある。
発電用タービン４の排気口に、タービン排ガス路１２を
接続すると共に、そのタービン排ガス路１２を通流する
タービン排ガスと、排熱回収用水路１３を流れる水とを
熱交換させる排熱回収用熱交換器１４を設けることによ
り、その排熱回収用熱交換器１４においてタービン排ガ
スにて水を加熱して、温水又は水蒸気を生成し、その生
成温水又は生成水蒸気を、排熱回収用水路１３を通じ
て、需要先に供給するように構成してある。An engine exhaust gas passage 11 through which exhaust gas is discharged from the supercharged engine 1 is connected to an air supply port of the turbine 4 for power generation. Is configured to be driven.
The exhaust gas outlet 12 of the power generation turbine 4 is connected to the turbine exhaust gas passage 12, and the heat exchange between the exhaust gas flowing through the turbine exhaust gas passage 12 and the water flowing through the exhaust heat recovery water passage 13 is performed. By providing the heat exchanger 14, the exhaust heat recovery heat exchanger 14 heats the water with the turbine exhaust gas to generate hot water or steam, and the generated hot water or generated steam is supplied through the exhaust heat recovery water passage 13 to meet the demand. It is configured to supply first.
【００１６】次に、図２及び図３に基づいて、本発明に
よる設備及び従来の設備において、設計面、性能面等に
おいて比較した結果を説明する。図２は、中回転数型の
圧縮機における回転速度、圧力比、コンプレッサ効率及
び流量の関係を示し、図２において、本発明及び従来の
設備における冬期、中間期及び夏期夫々における運転条
件を、●印、★印及び◆印夫々にて示す。又、図３は、
タービンにおける回転速度とタービン効率との関係を示
すものであり、 （イ）、（ロ）及び（ハ）夫々は、中
回転数型、高回転数型及び低回転数型夫々のタービンに
おける関係を示し、図３において、本発明の設備におけ
る冬期、中間期及び夏期夫々における運転条件を、●
印、★印及び◆印夫々にて示し、並びに、従来の設備に
おける冬期、中間期及び夏期夫々における運転条件を、
印、☆印及び◇印夫々にて示す。尚、本発明及び従来の
いずれの設備も、冬期に最適条件で運転できるように、
設計を行っている。尚、冬期において、過給式エンジン
１へ供給する給気における設定圧力比は１．８、設定流
量は０．２６４ｍ3 ／ｓとする。Next, with reference to FIGS. 2 and 3, the results of a comparison between the equipment according to the present invention and the conventional equipment in terms of design, performance, and the like will be described. FIG. 2 shows the relationship between the rotation speed, the pressure ratio, the compressor efficiency and the flow rate in the compressor of the middle rotation speed type. In FIG. 2, the operating conditions of the present invention and the conventional equipment in winter, middle and summer, respectively, Indicated by ●, ★ and △. Also, FIG.
6 shows the relationship between the rotation speed and the turbine efficiency of the turbine, and (a), (b) and (c) respectively show the relationship in the medium-speed, high-speed and low-speed turbines. In FIG. 3, the operating conditions of the facility of the present invention in winter, middle and summer respectively are shown by ●.
Mark, ★ mark and ◆ mark respectively, and the operating conditions of the conventional equipment in winter, middle and summer respectively.
Marks, ☆ marks, and △ marks indicate each. It should be noted that both the present invention and the conventional equipment can be operated under optimum conditions in winter.
Designing. In the winter, the set pressure ratio in the supply air to the supercharged engine 1 is 1.8, and the set flow rate is 0.264 m 3 / s.
【００１７】一般的には、タービン及び圧縮機夫々に
は、動翼の外径により、表１に示すように、動翼の外径
が大、中、小夫々に対応して、低回転数型、中回転数
型、高回転数型があり、それらの性能は、動翼の外径に
より、表１に示すように変化する。即ち、動翼外径が大
きくなると、回転速度（表１では回転数）は低くなる。
動翼外径が大きくなると、タービンの膨張比（排ガス供
給圧／排出圧）、圧縮機の圧縮比（吐出圧／吸気圧）
は、夫々、大きくなる。動翼外径が大きくなると、慣性
モーメントが大きくなるため、レスポンスが悪くなる。
動翼外径が大きくなると、最大タービン効率、最大コン
プレッサ効率は小さくなる。Generally, as shown in Table 1, each of the turbine and the compressor has a low rotational speed corresponding to the large, medium, and small outer diameters of the rotor blade according to the outer diameter of the rotor blade. There are a mold, a medium rotational speed type, and a high rotational speed type, and the performance thereof changes as shown in Table 1 depending on the outer diameter of the moving blade. That is, as the rotor blade outer diameter increases, the rotation speed (the rotation speed in Table 1) decreases.
As the rotor blade outer diameter increases, the turbine expansion ratio (exhaust gas supply pressure / discharge pressure) and compressor compression ratio (discharge pressure / intake pressure)
Grow bigger, respectively. As the rotor blade outer diameter increases, the moment of inertia increases, resulting in poor response.
As the blade outer diameter increases, the maximum turbine efficiency and the maximum compressor efficiency decrease.
【００１８】[0018]
【表１】 [Table 1]
【００１９】先ず、本発明の設備及び従来の設備におい
て、タービン及び圧縮機の選定及び運転条件の設定に係
わる設計面で比較した結果を説明する。図５に示す従来
の設備では、過給用タービン２１及びタービン駆動式圧
縮機２２共に、動翼外径が小さい高回転数型を採用すれ
ば、タービン効率及びコンプレッサ効率が高くなるが、
必要とする圧縮比（吐出圧／吸気圧）が得られない。
又、過給用タービン２１及びタービン駆動式圧縮機２２
共に、動翼外径が大きい低回転数型を採用すれば、高い
圧縮比が得られるが、タービン効率及びコンプレッサ効
率が低くなると共に、始動時、負荷変動時等のレスポン
スが悪くなる。従って、従来では、過給用タービン２１
及びタービン駆動式圧縮機２２共に、動翼外径が中の中
回転数型を採用していた。First, the results of a comparison between the equipment of the present invention and the conventional equipment in terms of design relating to the selection of turbines and compressors and the setting of operating conditions will be described. In the conventional equipment shown in FIG. 5, if both the supercharging turbine 21 and the turbine-driven compressor 22 adopt a high rotation speed type having a small rotor blade outer diameter, the turbine efficiency and the compressor efficiency are increased.
The required compression ratio (discharge pressure / intake pressure) cannot be obtained.
Further, a supercharging turbine 21 and a turbine driven compressor 22
In both cases, a high compression ratio can be obtained by adopting a low rotation speed type having a large rotor blade outer diameter, but the turbine efficiency and the compressor efficiency are reduced, and the response at the time of starting, load change, and the like is deteriorated. Therefore, conventionally, the supercharging turbine 21
Also, both the turbine-driven compressor 22 and the turbine-driven compressor 22 employ a medium-rotation-speed rotor blade having a medium outer diameter.
【００２０】そして、タービン駆動式圧縮機２２とし
て、仕様によって異なる、図２に示す如き圧縮機の回転
速度、圧力比、コンプレッサ効率及び流量の間の関係に
基づいて、圧力比及び流量が上記のような設定圧力比及
び設定流量になるように運転したときに、コンプレッサ
効率が可及的に高くなるような圧縮機を選定する。例え
ば、設定圧力比が１．８、設定流量が０．２６４ｍ3 ／
ｓであるので、タービン駆動式圧縮機２２として、図２
に示す如き、回転速度、圧力比、コンプレッサ効率及び
流量の関係のように、圧力比及び流量が設定圧力比及び
設定流量のときのコンプレッサ効率が最高効率を示す概
ね楕円状の８０％の効率曲線内になるような関係の中回
転数型の圧縮機を選定する。つまり、図２において、●
印の位置が、圧力比が設定圧力である１．８で、流量が
及び設定流量である０．２６４ｍ3／ｓに対応する位置
になり、その時の回転速度は、６６０００ｒｐｍであ
る。The pressure ratio and the flow rate of the turbine driven compressor 22 are determined based on the relationship among the rotational speed, the pressure ratio, the compressor efficiency and the flow rate of the compressor as shown in FIG. When the compressor is operated to have such a set pressure ratio and a set flow rate, a compressor is selected so that the compressor efficiency becomes as high as possible. For example, the set pressure ratio is 1.8 and the set flow rate is 0.264 m 3 /
s, the turbine-driven compressor 22 shown in FIG.
Approximately elliptical 80% efficiency curve showing the maximum efficiency when the pressure ratio and flow rate are the set pressure ratio and the set flow rate, such as the relationship between the rotational speed, pressure ratio, compressor efficiency and flow rate as shown in Select a medium-rotation speed compressor with a relation that is within. That is, in FIG.
The position of the mark is a position corresponding to the pressure ratio of 1.84 which is the set pressure, and the flow rate is 0.264 m 3 / s which is the set flow rate, and the rotation speed at that time is 66000 rpm.
【００２１】又、仕様によって異なる回転速度とタービ
ン効率との関係を用いて、上記のように選定したタービ
ン駆動式圧縮機２２を圧力比及び流量が設定圧力比及び
設定流量になるように運転するときの回転速度と同一の
回転速度にて運転したときに、タービン効率が極力高く
なるタービンを選定する。例えば、タービン駆動式圧縮
機２２を、図２に示すように、６６０００ｒｐｍの回転
速度にて運転するときには、その６６０００ｒｐｍの回
転速度にて運転したときに、タービン効率が極力高くな
るような過給用タービン２１として、図３の（イ）にて
示すような回転速度とタービン効率との関係を有する中
回転数型のタービンを選定する。Further, the turbine-driven compressor 22 selected as described above is operated so that the pressure ratio and the flow rate become the set pressure ratio and the set flow rate by using the relationship between the rotational speed and the turbine efficiency which differs depending on the specification. A turbine with the highest possible turbine efficiency when operated at the same rotational speed as the current rotational speed is selected. For example, when the turbine-driven compressor 22 is operated at a rotation speed of 66000 rpm as shown in FIG. 2, when the turbine drive compressor 22 is operated at the rotation speed of 66000 rpm, the turbine efficiency becomes as high as possible. As the turbine 21, a medium-speed turbine having a relationship between the rotation speed and the turbine efficiency as shown in FIG.
【００２２】そして、上述のように選定したタービン駆
動式圧縮機２２及び過給用タービン２１を実機に搭載し
て運転することにより、夫々の性能を確認し、実機での
運転条件が、コンプレッサ効率が最高効率を示す効率曲
線内から外れたり、図３の（イ）に示す如き概ね放物線
の二次曲線状にて示されるタービンの回転速度とタービ
ン効率との関係において、タービン効率が最大値から大
きくずれたりすると、タービン駆動式圧縮機２２及び過
給用タービン２１夫々の選定を繰り返すこととなる。上
述のように、過給用タービン２１及びタービン駆動式圧
縮機２２を選定したり、それらの運転条件を設定するた
めの設計は、複雑なものであった。The performance of the turbine-driven compressor 22 and the supercharging turbine 21 selected as described above is confirmed by mounting them on the actual machine, and the operating conditions of the actual machine are determined by the compressor efficiency. In the relationship between the turbine speed and the turbine speed, which deviates from within the efficiency curve showing the highest efficiency, or is generally represented by a parabolic quadratic curve as shown in FIG. If there is a large deviation, the selection of each of the turbine driven compressor 22 and the supercharging turbine 21 will be repeated. As described above, the design for selecting the supercharging turbine 21 and the turbine-driven compressor 22 and for setting their operating conditions is complicated.
【００２３】そして、上述のようにして過給用タービン
２１を選定したとしても、選定した過給用タービン２１
における回転速度とタービン効率との関係は、図３の
（イ）に示す如き、概ね放物線の二次曲線状の回転速度
とタービン効率との関係において、タービン駆動式圧縮
機２２の運転回転速度と同一の回転速度（例えば６６０
００ｒｐｍ、印にて示す）は、最大タービン効率を呈す
る回転速度（例えば５３０００ｒｐｍ）から大きくずれ
ているから、過給用タービン２１は、最大タービン効率
に対して低いタービン効率（図３の（イ）では８０％に
対して７４％程度）で運転されることになり、過給式エ
ンジン駆動発電設備の発電効率を高くする上で限度があ
った。Even if the supercharging turbine 21 is selected as described above, the selected supercharging turbine 21
The relationship between the rotational speed and the turbine efficiency in the relationship between the rotational speed of the turbine-driven compressor 22 and the rotational speed of the turbine-driven compressor 22 in the relationship between the rotational speed and the turbine efficiency of a substantially parabolic quadratic curve as shown in FIG. The same rotation speed (for example, 660
Since the rotation speed of 00 rpm is markedly deviated from the rotational speed (for example, 53000 rpm) at which the maximum turbine efficiency is exhibited, the supercharging turbine 21 has a lower turbine efficiency than the maximum turbine efficiency ((a) in FIG. 3). In this case, the operation is performed at about 74% with respect to 80%), which is a limitation in increasing the power generation efficiency of the supercharged engine-driven power generation equipment.
【００２４】ちなみに、従来の設備において、過給用タ
ービン２１を最大タービン効率が得られる５３０００ｒ
ｐｍで運転すべく、タービン駆動式圧縮機２２として、
低回転数型のものを選定することが考えられるが、低回
転数型の圧縮機は、最大効率が低くなると共に、レスポ
ンスが悪くなるので、実用化できない。By the way, in the conventional equipment, the supercharging turbine 21 is set to 53,000 r at which the maximum turbine efficiency is obtained.
pm, the turbine-driven compressor 22
Although it is conceivable to select a low-rotation type compressor, a low-rotation type compressor cannot be put to practical use because the maximum efficiency is low and the response is poor.
【００２５】本発明の設備では、エンジン駆動式圧縮機
３として、例えば、従来のタービン駆動式圧縮機２２と
同様に、中回転数型の圧縮機を選定する。一方、発電用
タービン４の設定に当たっては、タービン駆動式圧縮機
２２とマッチングしたものを選定する必要があるといっ
た過給用タービン２１の選定における従来の如き制約が
なくなり、例えば、発電用タービン４として、従来の過
給用タービン２１と同様に、中回転数型のタービンを選
定するにしても、例えば、単に、最大タービン効率が極
力高いものを選定するというような、簡単な条件で選択
することができ、選定が容易になる。そして、選定した
発電用タービン４において、エンジン駆動式圧縮機３の
運転回転速度とは関係なく、発電用タービン４単独に
て、タービン効率が極力高くなる（例えば、最大とな
る）回転速度にて運転させるように、運転条件を設定す
ることができる。従って、発電用タービン４及びエンジ
ン駆動式圧縮機３を選定したり、それらの運転条件を設
定する設計が、簡単になる。In the facility of the present invention, a medium-speed compressor is selected as the engine-driven compressor 3, for example, similarly to the conventional turbine-driven compressor 22. On the other hand, in setting the power generation turbine 4, there is no longer the conventional restriction in selecting the supercharging turbine 21 such that it is necessary to select a turbine matching the turbine driven compressor 22. As in the case of the conventional supercharging turbine 21, even if a medium-speed turbine is selected, it should be selected under simple conditions, such as simply selecting a turbine having the highest turbine efficiency as much as possible. And selection becomes easy. Then, in the selected power generation turbine 4, regardless of the operating rotation speed of the engine-driven compressor 3, the rotation speed at which the turbine efficiency becomes as high as possible (for example, the maximum) is obtained by the power generation turbine 4 alone. The operating conditions can be set so as to drive the vehicle. Therefore, the design for selecting the power generation turbine 4 and the engine-driven compressor 3 and setting the operating conditions thereof is simplified.
【００２６】ちなみに、本発明の設備において、エンジ
ン駆動式圧縮機３として、例えば、従来のタービン駆動
式圧縮機２２と同様に、図２に示すような回転速度、圧
力比、コンプレッサ効率及び流量の関係を有する圧縮機
を選定し、発電用タービン４として、例えば、図３の
（イ）に示すような回転速度とタービン効率との関係を
有するタービンを選定したとしても、発電用タービン４
は、図３の（イ）において●印にて示すように、最大タ
ービン効率（８０％）が得られる回転速度（５３０００
ｒｐｍ）にて運転することができるので、従来のよう
に、タービン効率が最大となる回転速度から大きくずれ
た回転速度（６６０００ｒｐｍ）にて運転する場合に比
べて、発電効率を向上することができる。Incidentally, in the equipment of the present invention, as the engine-driven compressor 3, for example, as in the conventional turbine-driven compressor 22, the rotational speed, pressure ratio, compressor efficiency and flow rate as shown in FIG. A compressor having a relationship is selected, and as the power generation turbine 4, for example, as shown in FIG.
Even if a turbine having a relationship between the rotation speed and the turbine efficiency as shown in (a) is selected, the power generation turbine 4
Is the rotational speed (53000) at which the maximum turbine efficiency (80%) is obtained, as indicated by the symbol ● in FIG.
(rpm), so that the power generation efficiency can be improved as compared with the conventional case in which the turbine is operated at a rotation speed (66000 rpm) greatly deviated from the rotation speed at which the turbine efficiency is maximized. .
【００２７】又、本発明の設備であれば、発電用タービ
ン４は、エンジン駆動式圧縮機３に連結されておらず、
エンジン駆動式圧縮機３のレスポンスを考慮する必要が
無いので、発電用タービン４としては、例えば、図３の
（ロ）にて示す如き、最大タービン効率が中回転数型よ
りも更に高くなる（例えば、８０％から８５％になる）
高回転数型のタービンを選定することが可能となり、そ
れによって、発電効率を更に向上することができる。Further, according to the equipment of the present invention, the power generation turbine 4 is not connected to the engine driven compressor 3,
Since it is not necessary to consider the response of the engine-driven compressor 3, the maximum turbine efficiency of the power generation turbine 4 is further higher than that of the middle rotation speed type as shown in FIG. (For example, 80% to 85%)
It is possible to select a high rotation speed type turbine, thereby further improving the power generation efficiency.
【００２８】次に、本発明の設備及び従来の設備におい
て、気象条件の変化（運転条件の変化の一例）に伴う発
電効率の変動を比較した結果を説明する。表２及び図２
の●印、★印、◆印にて示すように、冬期、中間期及び
夏期においては、気温及び相対湿度の変化に伴って、圧
縮機（本発明ではエンジン駆動式圧縮機３、従来ではタ
ービン駆動式圧縮機２２に相当する）の流量が変化し、
それに伴って、コンプレッサ効率及び回転速度が変化す
る。即ち、気象条件が高温多湿になるほど、流量が多く
なるため、回転速度を大きくする必要があり、それに伴
って、コンプレッサ効率が低くなる。Next, the results of comparison between the power generation efficiency of the facility according to the present invention and the conventional facility due to a change in weather conditions (an example of a change in operating conditions) will be described. Table 2 and FIG.
In the winter, middle and summer seasons, the compressor (the engine-driven compressor 3 in the present invention; (Corresponding to the driven compressor 22),
Accordingly, the compressor efficiency and the rotation speed change. That is, since the flow rate increases as the weather condition becomes higher in temperature and humidity, it is necessary to increase the rotation speed, and accordingly, the compressor efficiency decreases.
【００２９】[0029]
【表２】 [Table 2]
【００３０】従来の設備では、過給用タービン２１の回
転速度は、表３及び図３の（イ）の印、☆印、◇印にて
示すように、冬期、中間期及び夏期夫々においては、タ
ービン駆動式圧縮機２２と同一の回転速度となる。従っ
て、従来の設備では、過給用タービン２１は、概ね放物
線の二次曲線状の回転速度とタービン効率との関係にお
いて、最大タービン効率を呈する回転速度から高速側に
大きくずれた範囲、即ち、回転速度の変化に対するター
ビン効率の変化が大きい範囲にて、回転速度が変化する
ので、回転速度の変化に対するタービン効率の変化量が
大きくなり、その結果、発電効率の変動が大きくなる。In the conventional equipment, the rotation speed of the supercharging turbine 21 is, as shown in Table 3, and in FIG. , The rotation speed is the same as that of the turbine driven compressor 22. Therefore, in the conventional equipment, the supercharging turbine 21 has a range greatly deviated from the rotation speed at which the maximum turbine efficiency is exhibited to the high-speed side in the relationship between the rotation speed and the turbine efficiency of a substantially parabolic quadratic curve, that is, Since the rotation speed changes in a range where the change in the turbine efficiency with respect to the change in the rotation speed is large, the amount of change in the turbine efficiency with respect to the change in the rotation speed increases, and as a result, the fluctuation in the power generation efficiency increases.
【００３１】[0031]
【表３】 [Table 3]
【００３２】本発明の設備では、冬期、中間期及び夏期
夫々において、発電用タービン４は、エンジン駆動式圧
縮機３の回転速度とは無関係に、個別に、回転速度を調
節することができ、発電用タービン４として、中回転数
型のタービンを選定したときは、表４及び図３の（イ）
の●印、★印、◆印にて示すように、又は、高回転数型
のタービンを選定したときは、表５及び図３の（ロ）の
●印、★印、◆印にて示すように、いずれの場合でも、
概ね放物線の二次曲線状の回転速度とタービン効率との
関係において、最大タービン効率を呈する回転速度付
近、即ち、回転速度の変化に対するタービン効率の変化
が小さい範囲にて、回転速度が変化するので、従来に比
べて、回転速度の変化に対するタービン効率の変化量が
小さく、その結果、発電効率の変動が小さい。In the facility of the present invention, in each of the winter season, the middle season and the summer season, the power generation turbine 4 can adjust the rotation speed independently of the rotation speed of the engine-driven compressor 3, When a medium-speed turbine is selected as the power generation turbine 4, Table 4 and FIG.
As shown by ●, ★, and ◆, or when a high-speed turbine is selected, it is shown by ●, ★, and の in Table 5 and FIG. As in any case,
In the relationship between the rotational speed of the parabolic quadratic curve and the turbine efficiency, the rotational speed changes near the rotational speed at which the maximum turbine efficiency is exhibited, that is, in a range where the change in the turbine efficiency with respect to the change in the rotational speed is small. The amount of change in the turbine efficiency with respect to the change in the rotation speed is smaller than that in the related art, and as a result, the fluctuation in the power generation efficiency is smaller.
【００３３】[0033]
【表４】 [Table 4]
【００３４】[0034]
【表５】 [Table 5]
【００３５】次に、表６に基づいて、本発明の設備及び
従来の設備において、発電効率を試算して比較した結果
を説明する。尚、エンジン駆動式発電機２の発電機効率
は９５％とし、燃料ガスとして１３Ａ（１１．５５ｋＷ
／ｍ3 （標準状態））を使用した場合の試算である。表
６において、ケース１は、従来の設備を夏期に運転した
場合の発電効率を試算したケースであり、過給機効率
は、５２．１％であり、発電効率は、３５．０％にな
る。ケース２は、本発明の設備において、発電用タービ
ン４として、高回転数型を採用して、夏期に運転した場
合の発電効率を試算したケースであり、コンプレッサ効
率は７５％、タービン効率は８４．３％であり、発電効
率は３６．１％となる。ケース３は、従来の設備を冬期
に運転した場合の発電効率を試算したケースであり、過
給機効率は、５８．８％であり、発電効率は、３５．７
％になる。ケース４は、本発明の設備において、発電用
タービン４として、高回転数型を採用して、冬期に運転
した場合の発電効率を試算したケースであり、コンプレ
ッサ効率は８０％、タービン効率は８５％であり、発電
効率は３６．４％となる。夏期及び冬期のいずれにおい
ても、本発明の設備では、従来の設備よりも発電効率を
向上できることが分かる。Next, based on Table 6, the results of trial calculation and comparison of the power generation efficiency between the facility of the present invention and the conventional facility will be described. The generator efficiency of the engine-driven generator 2 was 95%, and 13 A (11.55 kW) was used as fuel gas.
/ M 3 (standard state)). In Table 6, Case 1 is a case where the power generation efficiency when the conventional equipment is operated in summer is estimated, and the supercharger efficiency is 52.1% and the power generation efficiency is 35.0%. . Case 2 is a case in which a high-rotation type turbine is used as the power generation turbine 4 in the facility of the present invention, and the power generation efficiency when operating in summer is estimated, and the compressor efficiency is 75% and the turbine efficiency is 84%. 0.3%, and the power generation efficiency is 36.1%. Case 3 is a case where the power generation efficiency when the conventional equipment is operated in winter is estimated, and the turbocharger efficiency is 58.8% and the power generation efficiency is 35.7.
%become. Case 4 is a case in which a high-speed type turbine is adopted as the power generation turbine 4 in the facility of the present invention, and the power generation efficiency when operating in winter is estimated, and the compressor efficiency is 80% and the turbine efficiency is 85. %, And the power generation efficiency is 36.4%. It can be seen that the power generation efficiency of the facility of the present invention can be improved over the conventional facilities both in summer and winter.
【００３６】[0036]
【表６】 [Table 6]
【００３７】〔別実施形態〕次に別実施形態を説明す
る。 （イ） 上記の実施形態においては、機械式過給機ＳＣ
の回転速度（即ち、エンジン駆動式圧縮機３の回転速
度）が、タービン駆動式発電部ＴＧの回転速度（即ち、
発電用タービン４の回転速度）よりも大きい状態で運転
するように構成する場合について例示した。これに代え
て、発電用タービン４として、エンジン駆動式圧縮機３
の運転回転速度よりも高速の回転速度にて駆動されて、
実施形態におけるものよりも大きい最大タービン効率が
得られる高回転数型のタービンを選定することにより、
タービン駆動式発電部ＴＧの回転速度が、機械式過給機
ＳＣの回転速度よりも大きい状態で運転するように構成
して、更に発電効率の向上を図っても良い。[Another Embodiment] Next, another embodiment will be described. (A) In the above embodiment, the mechanical supercharger SC
(Ie, the rotation speed of the engine-driven compressor 3) is equal to the rotation speed of the turbine-driven power generation unit TG (ie,
The case where it is configured to operate in a state larger than the rotation speed of the power generation turbine 4) has been exemplified. Instead, the engine-driven compressor 3 may be used as the power generation turbine 4.
Driven at a higher rotation speed than the operation rotation speed of
By selecting a high-speed turbine that provides a maximum turbine efficiency greater than that in the embodiment,
The turbine-driven power generation unit TG may be configured to operate in a state where the rotation speed is higher than the rotation speed of the mechanical supercharger SC to further improve the power generation efficiency.
【００３８】（ロ） 上記の実施形態においては、ミキ
サ８にて、大気圧状態の空気と、ガス燃料供給路７から
供給されるガス燃料とを混合し、その混合気を、エンジ
ン駆動式圧縮機３にて圧縮して、過給式エンジン１に供
給するように構成する場合について例示したが、これに
代えて、図４に示すように、吸気路６を直接、エンジン
駆動式圧縮機３の吸気口に接続し、ミキサ８を、過給気
路１０に設けて、エンジン駆動式圧縮機３にて、大気圧
状態の空気を吸気して圧縮し、ミキサ８にて、エンジン
駆動式圧縮機３にて圧縮された空気と、ガス燃料供給路
７から供給されるガス燃料とを混合して、その混合気を
過給式エンジン１に供給するように構成しても良い。(B) In the above embodiment, the air under the atmospheric pressure is mixed with the gas fuel supplied from the gas fuel supply path 7 by the mixer 8, and the mixture is subjected to the engine-driven compression. Although the case where the compressor 3 is configured to be compressed and supplied to the supercharged engine 1 has been described as an example, the intake passage 6 may be directly connected to the engine-driven compressor 3 as shown in FIG. , And a mixer 8 is provided in the supercharged air passage 10, and the engine-driven compressor 3 sucks and compresses air at atmospheric pressure, and the mixer 8 performs engine-driven compression. The air compressed by the machine 3 and the gas fuel supplied from the gas fuel supply path 7 may be mixed, and the mixture may be supplied to the supercharged engine 1.
【００３９】（ハ） 過給式エンジン１は、上記の実施
形態において例示したガス燃料を燃料とするものに限定
されるものではなく、液体燃料を燃料とするものでも良
い。(C) The supercharged engine 1 is not limited to the gas fuel exemplified in the above embodiment, but may be a liquid fuel.
【図１】実施形態にかかる過給式エンジン駆動発電設備
の構成を示すブロック図FIG. 1 is a block diagram showing a configuration of a supercharged engine-driven power generation facility according to an embodiment.
【図２】圧縮機における回転速度、圧力比、コンプレッ
サ効率及び流量の関係を示す図FIG. 2 is a diagram showing a relationship among a rotation speed, a pressure ratio, a compressor efficiency, and a flow rate in a compressor.
【図３】タービンにおける回転速度とタービン効率との
関係を示す図FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a rotation speed and a turbine efficiency in a turbine.
【図４】別実施形態にかかる過給式エンジン駆動発電設
備の構成を示すブロック図FIG. 4 is a block diagram showing a configuration of a supercharged engine-driven power generation facility according to another embodiment.
【図５】従来の過給式エンジン駆動発電設備の構成を示
すブロック図FIG. 5 is a block diagram showing a configuration of a conventional supercharged engine-driven power generation facility.
１ 過給式エンジン ２ エンジン駆動式発電機 ＳＣ 機械式過給機 ＴＧ タービン駆動式発電部 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Supercharged engine 2 Engine driven generator SC Mechanical turbocharger TG Turbine driven generator
Claims (2)
と、その過給式エンジンの出力軸に連動連結されて駆動
されるエンジン駆動式発電機とが設けられた過給式エン
ジン駆動発電設備であって、 前記過給式エンジンが、その出力軸に連動連結されて駆
動される機械式過給機にて過給されるように構成され、 前記過給式エンジンから排出される排ガスにて駆動され
るタービン駆動式発電部が設けられている過給式エンジ
ン駆動発電設備。1. A supercharged engine drive comprising: a supercharged engine in which combustion air is supercharged; and an engine-driven generator driven by being linked to an output shaft of the supercharged engine. A power generation facility, wherein the supercharged engine is configured to be supercharged by a mechanical supercharger driven in association with an output shaft thereof, and exhaust gas discharged from the supercharged engine. Supercharged engine-driven power generation equipment provided with a turbine-driven power generation unit driven by
ービン駆動式発電部の回転速度よりも大きい状態で運転
されるように構成されている請求項１記載の過給式エン
ジン駆動発電設備。2. The supercharged engine-driven power generation according to claim 1, wherein the mechanical supercharger is configured to be operated in a state where the rotation speed of the mechanical supercharger is higher than the rotation speed of the turbine-driven power generation unit. Facility.
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- 2000-07-05 JP JP2000203343A patent/JP2002021547A/en active Pending
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