KR20140060353A - 증기 동력 사이클 시스템 - Google Patents

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타로 와타나베
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Abstract

순수물질을 작동 유체로 하는 증기 동력 사이클을 복수 단 사용하여, 열원의 열을 유효하게 이용하고 또, 각각의 열교환기에서의 열원이 되는 유체 측의 유로의 압력 손실을 감소시켜, 열원이 되는 유체와 작동 유체를 효율적으로 열교환시킬 수 있는 증기 동력 사이클 시스템이다. 즉, 복수 단 설치한 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)와 응축기(13, 23)에서의 열원이 되는 유체의 각각의 유로를, 증기 동력 사이클부(10, 20) 사이에서 소정의 순서로 직렬로 접속할 뿐 아니라, 각각의 증발기와 응축기를 각각 직교류형 열교환기로 하고, 또한 열원의 유체가 흐르는 방향으로 각각 배열함으로써, 증발기나 응축기를 이루는 각각의 열교환기에서는, 각각의 유체의 유출입 방향과 열교환기 내에서의 흐름 방향이 모두 배열 방향과 동일하게 되고, 열원의 유체 측의 유로의 길이를 필요 최소한으로 하는 동시에 유로 형상을 단순화할 수 있어, 그 압력 손실을 억제하여, 복수 단화에 의한 효율 향상을 실현할 수 있다.

Description

증기 동력 사이클 시스템 {STEAM POWER CYCLE SYSTEM}
본 발명은 작동 유체를 가열, 냉각시키면서 순환시켜, 상(相)변화를 반복하는 작동 유체에 일을 하게 하여 동력을 얻는 증기 동력 사이클 시스템에 관한 것이며, 특히, 복수 구축한 증기 동력 사이클로, 작동 유체와 열교환하는 고온 열원이나 저온 열원으로서의 각각의 유체를 공통으로 사용하는, 복수 단 구성의 증기 동력 사이클 시스템에 관한 것이다.
작동 유체를 가열, 냉각시키면서 순환시켜, 상변화를 반복하는 작동 유체에 일을 시켜 동력을 얻는 증기 동력 사이클로서는, 증발기, 터빈, 응축기 및 펌프를 가지고, 물을 작동 유체로서 사용하는 랭킨(Rankine cycle) 사이클이 일반적이다.
단, 발전 장치 등으로서 증기 동력 사이클을 사용할 때, 특히 해양 온도차 발전 장치로의 적용 등, 고온 열원과 저온 열원 중 어느 온도도 물의 비점보다 낮고, 또한 열원 사이의 온도차가 작은 경우에는, 작동 유체를 적절히 상변화시켜 유효하게 열을 동력으로 변환할 수 있도록 하기 위하여, 작동 유체로서 일반적인 물이 아니라, 암모니아 등의 물보다 비점의 낮은 유체를 사용한 랭킨 사이클, 또는 물이나 물 이외의 서로 비점이 상이한 복수 종류의 유체를 각각 혼합하여, 물보다 비점을 낮춘 혼합 매체를 작동 유체로서 사용하는 카리나 사이클(Kalina cycle) 등의 증기 동력 사이클이 종래부터 제안되어 있다.
종래의 저비점 작동 유체에 의한 랭킨 사이클의 예로서, 이것을 사용한 온도차 발전 장치로서 일본 공개특허공보 소52-156246호에 개시된 것이나, 3개의 사이클을 설치한 해양 온도차 발전 장치로서 일본 공개특허공보 평5-340342호에 개시된 것이 있다. 또한, 종래의 혼합 매체를 작동 유체로 한 증기 동력 사이클의 예로서는, 일본 공개특허공보 소57-200607호에 기재되는 것이 있다.
일본 공개특허공보 소52-156246호 일본 공개특허공보 평5-340342호 일본 공개특허공보 소57-200607호
종래의 증기 동력 사이클은 상기 각 특허문헌에 나타낸 바와 같은 구성으로 되어 있고, 그 중, 상기 특허문헌 3에 예시되는 혼합 매체에 의한 증기 동력 사이클은, 상변화 시에 작동 유체의 온도가 변화하는 특성에 의해, 작동 유체의 증발이나 응축에 있어서 열원 측의 온도 변화에 따른 온도 변화를 발생하게 하고, 순수물질의 작동 유체를 사용하는 랭킨 사이클에 비해, 열사이클 효율을 높일 수 있다는 장점이 있다.
그러나, 작동 유체로서 혼합 매체를 사용함으로써, 혼합 매체를 이루는 물질 사이의 열전달 등의 영향을 받으므로, 증발기나 응축기 등의 열교환기에서의 전열성능이 저하되고, 열교환기의 성능이 상대적으로 악화되게 된다. 그러므로, 열교환기의 대규모화 등 처리 능력 향상을 도모할 필요가 생기고, 그 결과 열교환기의 비용 증대를 초래하여, 이러한 열교환기의 비용면이 시스템 전체의 경제성을 악화시키기 때문에, 상용화가 어려운 문제점이 있었다.
한편, 상기 특허문헌 1에 나타나는, 작동 유체에 순수물질을 사용하는 일반적인 랭킨 사이클은, 열사이클 효율 면에서 뒤떨어지지만, 열교환기를 비롯하여 단순한 구성으로 할 수 있다. 이러한 방식을 이용한 경우의 열사이클 효율의 향상을 위해서는, 상기 특허문헌 2에 나타난 바와 같이, 랭킨 사이클을 복수 단호(複數段化)하여, 온(溫)해수나 냉(冷)해수 등의 열원이 되는 유체를 단계적으로 이용하는 방법이 제안되어 있고, 복수 단화된 각 사이클 상태 변화를 열원 측의 온도 변화에 각각 대응시켜, 열원이 가지는 열을 작동 유체로 적절히 회수하여 손실을 더욱 줄임으로써, 효율 향상이 도모되게 된다(도 18 참조).
단, 랭킨 사이클을 복수 단화한 경우, 각 사이클의 증발기나 응축기에서의, 열원이 되는 유체의 유로, 증발기끼리나 응축기끼리를 각각 직렬로 접속할 필요가 있다. 예를 들면, 해양 온도차 발전 장치를 구성하는 랭킨 사이클을 복수 단화하는 경우, 증발기나 응축기를 이루는 열교환기에 향류형(向流型)의 일반적인 플레이트식 열교환기를 사용하면, 복수의 열교환기의 현실적인 배치 관계를 고려하면, 각각의 열교환기에서의 열원이 되는 유체로서의 해수의 유로는, 열교환기 사이에 관로(管路) 등을 개재시키는 상태로 직렬 접속되게 된다(도 19 참조). 한편, 복수 단화에 따라, 각 사이클에서의 증발기나 응축기에서의 열원이 되는 유체의 출입구 온도차가 줄어들므로, 증발기나 응축기에서의 작동 유체 측의 유량에 대한 열원이 되는 유체 측의 유량의 비율은, 일단(一段)(단단(單段))의 경우보다 크게 하지 않을 수 없다.
이러한 이유에서, 랭킨 사이클이 일단인 경우와 복수 단인 경우에 동일한 증발기나 응축기를 사용한 것으로 가정해도, 복수 단의 경우에는 일단인 경우에 비해, 증발기나 응축기에서의, 열원이 되는 유체로서의 해수의 압력 손실이, 적어도 단수분(單數分)의 합계를 크게 초과하는 수배의 크기로 증가하고, 이에 따라, 펌프 용도 등의 시스템의 자체 소비 전력도 단수분의 합계를 초과하는 크기가 되어 버린다는 문제점이 있었다.
특히, 해양 온도차 발전 시스템의 경우, 허용되는 자체 소비 전력은, 일반적으로 발전단(發電端) 출력의 30% 정도까지이므로, 복수 단의 랭킨 사이클에서의 자체 소비 전력이 매우 커지는 것은, 이것을 사용하는 발전 시스템을 유효하게 운용할 수 없는 것을 의미하고, 복수 단화는 그 실현성의 점에서 문제가 있었다.
본 발명은 상기 과제를 해소하기 위해 이루어진 것이며, 순수물질을 작동 유체로서 사용하는 증기 동력 사이클을 복수 단 사용하여, 열원의 온도차에 대응하는 열을 유효하게 이용하면서, 각각의 열교환기에서의 열원이 되는 유체 측의 유로의 압력 손실을 감소시켜, 열원이 되는 유체를 원활하게 각각의 열교환기에 도입하여 작동 유체와 효율적으로 열교환하게 하여 증기 동력 사이클의 구축 및 운용에 따른 비용대효과를 높이고 증기 동력 사이클 시스템을 제공하는 것을 목적으로 한다.
본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은, 작동 유체를 액상(液相)의 상태에서 소정의 고온 유체와 열교환시켜, 상기 작동 유체를 증발시키는 증발기; 상기 증발기로 얻어진 기상(氣相)의 작동 유체를 도입하여 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 팽창기; 상기 팽창기를 나온 기상의 작동 유체를 소정의 저온 유체와 열교환시켜, 응축시키는 응축기; 및 상기 응축기를 나온 액상의 작동 유체를 상기 증발기를 향해 압송(壓送)하는 펌프를 적어도 가지는, 증기 동력 사이클부를 복수 포함하고, 상기 복수의 증기 동력 사이클부가, 각각의 증발기에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 각각의 응축기에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순(逆順) 또는 동순(同順)이 되는 접속 설정이 되어 이루어지고, 상기 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기가, 작동 유체의 흐름 방향과 고온 유체의 흐름 방향이 직교하는 크로스 플로우형(cross flow type) 열교환기가 되고, 고온 유체 측의 유로 단면적(斷面績)이 작동 유체 측에 비해 크고, 고온 유체 측의 유로 길이가 작동 유체 측에 비해 짧은 열교환기 형상이 되어 이루어지고, 증발기끼리를 고온 유체의 흐름 방향으로 배열된 배치로 하여 각각 설치되고, 상기 각각의 증기 동력 사이클부의 응축기가, 작동 유체의 흐름 방향과 저온 유체의 흐름 방향이 직교하는 크로스 플로우형 열교환기가 되고, 저온 유체 측의 유로 단면적이 작동 유체 측에 비해 크고, 또한 저온 유체 측의 유로 길이가 작동 유체 측에 비해 짧은 열교환기 형상이 되어 이루어지고, 응축기끼리를 저온 유체의 흐름 방향으로 배열된 배치로 하여 각각 설치되는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 복수 단에 걸쳐 설치한 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기와 응축기에서의 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체 각각의 유로를, 증기 동력 사이클부 사이에서 소정의 순서로 직렬로 접속할 뿐 아니라, 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기와 응축기를 각각 크로스 플로우형 열교환기로 하고, 또한 열원의 유체가 흐르는 방향으로 각각 배열됨으로써, 증발기나 응축기를 이루는 각각의 열교환기에서는, 각각의 유체의 유입, 유출 방향과 열교환기 내에서의 흐름의 방향이 동일하게 되고, 또한 열교환기끼리가 적절히 배치되게 되어, 모든 증기 동력 사이클부에 걸친 열원의 유체 측의 유로의 유로 길이를 필요 최소한으로 하는 동시에 유로 형상을 단순화하고, 그 압력 손실을 억제하여, 각각의 증기 동력 사이클부에서 열원의 유체를 원활하게 통과하게 할 수 있어, 펌프 등의, 유체의 유통에 요하는 에너지 소비나 설비 비용을 억제할 수 있다. 또한, 복수 단으로 한 증기 동력 사이클부의 각각에서 각 열원의 유체와 작동 유체와의 사이에서 무리없이 열교환이 가능해지고, 확실하게 열사이클 효율을 높여 유효하게 동력을 인출시킨다.
또한, 본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은 필요에 따라, 작동 유체를 액상의 상태에서 소정의 고온 유체와 열교환시켜, 상기 작동 유체를 증발시키는 증발기; 상기 증발기로 얻어진 기상의 작동 유체를 도입하여 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 팽창기; 상기 팽창기를 나온 기상의 작동 유체를 소정의 저온 유체와 열교환시켜, 응축시키는 응축기; 및 상기 응축기를 나온 액상의 작동 유체를 상기 증발기를 향해 압송하는 펌프를 적어도 가지는, 증기 동력 사이클부를 복수 포함하고, 상기 복수의 증기 동력 사이클부가, 각각의 증발기에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 각각의 응축기에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순 또는 동순이 되는 접속 설정이 되어 이루어지고, 하나의 증기 동력 사이클부에서의 팽창기 출구에서 응축기로 향하는 작동 유체를, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 예열용 열교환기가 설치되는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 하나의 증기 동력 사이클부에서의 증발기로 고온 유체와 열교환하고, 또한 팽창기에서 일을 시킨 후의 기상의 작동 유체를, 예열용 열교환기로, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시켜, 기상의 작동 유체가 보유하는 열을, 다른 증기 동력 사이클부에서의, 더욱 온도가 낮은 다른 작동 유체로 회수함으로써, 하나의 증기 동력 사이클부에서는 응축기에서의 열교환을 더 저온 측에서 행할 수 있는 동시에, 다른 증기 동력 사이클부에서는 증발기에서의 열교환를 더 고온 측에서 행할 수 있어, 특히 이 증발기에서는, 증발기보다 앞의 예열용 열교환기에 의해 미리 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기에서의 작동 유체의 현열(顯熱) 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있는 등, 시스템 전체에서 열손실을 억제하여 열효율을 높일 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은 필요에 따라, 작동 유체를 액상의 상태에서 소정의 고온 유체와 열교환시켜, 상기 작동 유체를 증발시키는 증발기; 상기 증발기로 얻어진 기상의 작동 유체를 도입하여 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 팽창기; 상기 팽창기를 나온 기상의 작동 유체를 소정의 저온 유체와 열교환시켜, 응축시키는 응축기; 및 상기 응축기를 나온 액상의 작동 유체를 상기 증발기를 향해 압송하는 펌프를 적어도 가지는, 증기 동력 사이클부를 복수 포함하고, 상기 복수의 증기 동력 사이클부가, 각각의 증발기에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 각각의 응축기에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순 또는 동순이 되는 접속 설정이 되어 이루어지고, 상기 각각의 증기 동력 사이클부가, 상기 증발기와 팽창기 사이의 작동 유체 유로에, 상기 증발기를 나온 작동 유체를 기상분(氣相分)과 액상분(液相分)으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 팽창기로 향하게 하고, 액상의 작동 유체를 증발기의 입구 측으로 향하게 하는 기액(氣液) 분리기를 포함하는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 증발기를 나오는 작동 유체의 건조도를 낮추어, 작동 유체의 기상분과 액상분이 혼재하는 상태로 한 후에, 기액 분리기로 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 팽창기로 향하게 하는 한편, 액상의 작동 유체를 증발기 입구 측으로 향하게 함으로써, 증발기에 고온의 액상 작동 유체가 환류되어, 증발기 입구에서의 작동 유체 전체의 온도가 상승하게 되어, 증발기에서의 열교환를 더 고온 측에서 행할 수 있는 동시애, 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있는 등, 시스템 전체에서 열손실을 억제하여 열효율을 높일 수 있다. 또한, 기액 분리기로 분리된 액상의 작동 유체의, 증발기로의 유입 상태를 조정하도록 하면, 증발기에서의 작동 유체의 증발 상태를 변화시킬 수 있고, 증기 동력 사이클부에 대한 부하나 계절 변화 등에 의한 열원 온도의 변동에 대응하여, 시스템의 가동 상태의 안정화를 도모할 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은 필요에 따라, 하나의 증기 동력 사이클부에서의 팽창기 출구에서 응축기로 향하는 작동 유체를, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 예열용 열교환기가 설치되는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 크로스 플로우형 열교환기로 이루어지는 증발기와 응축기를 각각 가지는 복수의 증기 동력 사이클부 중, 하나의 증기 동력 사이클부의 팽창기에서 일을 시킨 후의 기상의 작동 유체를, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는 예열용 열교환기를 설치하여, 하나의 증기 동력 사이클부에서의 작동 유체가 보유하는 열을, 다른 증기 동력 사이클부에서의 다른 작동 유체로 회수함으로써, 증기 동력 사이클부 사이에서의 작동 유체끼리의 열교환을 거쳐, 하나의 증기 동력 사이클부에서는 응축기에서의 열교환을 더 저온 측에서 행할 수 있고, 또한 다른 증기 동력 사이클부에서는 증발기에서의 열교환을 더 고온 측에서 행할 수 있어, 시스템 전체에서의 열손실을 억제할 수 있게 되고, 각 증발기나 응축기로 열원의 유체 측의 유로의 압력 손실을 낮게 억제할 수 있는 것과 맞추어, 시스템의 전체적인 효율을 확실하게 높일 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은 필요에 따라, 상기 각각의 증기 동력 사이클부가, 상기 증발기와 팽창기 사이의 작동 유체 유로에, 상기 증발기를 나온 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 팽창기로 향하게 하고, 액상의 작동 유체를 증발기의 입구 측으로 향하게 하는 기액 분리기를 포함하는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기를 나오는 작동 유체의 건조도를 낮추어, 작동 유체의 기상분과 액상분이 혼재하는 상태로 한 후에, 기액 분리기로 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 팽창기로 향하게 하는 한편, 액상의 작동 유체를 증발기 입구 측으로 향하게 함으로써, 증발기에 고온의 액상 작동 유체가 환류되어, 증발기 입구에서의 작동 유체 전체의 온도를 상승시킬 수 있게 되고, 증발기에서의 열교환를 더 고온 측에서 행할 수 있는 동시에, 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있는 등, 시스템 전체에서 열손실을 억제하여 열효율을 높일 수있다. 또한, 기액 분리기로 분리된 액상의 작동 유체의, 증발기로의 유입 상태를 조정하도록 하면, 증발기에서의 작동 유체의 증발 상태를 변화시킬 수 있고, 증기 동력 사이클부에 대한 부하나 계절 변화 등에 의한 열원 온도의 변동에 대응하여, 시스템의 가동 상태의 안정화를 도모할 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은 필요에 따라, 소정의 증기 동력 사이클부에서의 기액 분리기에서 증발기의 입구 측으로 향하는 액상 작동 유체를, 상기 소정의 증기 동력 사이클부와는 별도의 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 재생 열교환기가 설치되는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 소정의 증기 동력 사이클부에서의 기액 분리기로 기상분과 분리된 고온 액상 작동 유체를, 재생 열교환기로, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시켜, 고온 액상 작동 유체가 보유하는 열을, 다른 증기 동력 사이클부에서의, 더 온도가 낮은 다른 작동 유체로 회수함으로써, 시스템 전체에서의 열손실을 억제할 수 있는 것에 더해, 특히 상기 다른 증기 동력 사이클부에서는, 증발기보다 앞의 재생 열교환기로 미리 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있게 되어, 시스템 전체로서 열효율을 높일 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템은 필요에 따라, 상기 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기 및 응축기가, 복수 병렬 상태로 된 대략 직사각형 금속 박판제의 각각의 열교환용 플레이트를, 소정의 거의 평행을 이루는 두 단변(端邊) 부위에서 인접하는 하나의 열교환용 플레이트와 수밀(水密) 상태로 하여 용접되는 한편, 인접하는 다른 열교환용 플레이트와 상기 두 단변과 거의 직교하는 다른 거의 평행한 두 단변 부위에서 수밀 상태로 하여 용접되어 모두 일체화되어, 각각의 열교환용 플레이트 사이에 작동 유체가 지나는 제1 유로와 고온 유체 또는 저온 유체가 지나는 제2 유로를 각각 교대로 발생시키는 열교환기 본체를 각각 포함하여 이루어지는 것이다.
이와 같이 본 발명에 있어서는, 복수 병렬 상태로 된 열교환용 플레이트를 용접 일체화하여, 각각의 열교환용 플레이트 사이에 작동 유체가 지나는 제1 유로와, 열원이 되는 고온 유체 또는 저온 유체가 지나는 제2 유로를 각각 교대로 발생시켜, 플레이트식 열교환기인 열교환기 본체를, 증기 동력 사이클부의 증발기 및 응축기의 주요부로서 사용함으로써, 각각의 제1 유로를 지나는 작동 유체와 각 제2 유로를 지나는 열원의 유체가 직교류를 이루는 상태를 얻으면서, 열교환기 본체의 사방으로 각각의 유체의 유출입(流出入)하는 개구부를 최대한 확보할 수 있어, 증발기 또는 응축기를 배열한 상태에서의 열원의 유체 측의 유로를, 그 유로 단면적의 변화가 적은 간략한 유로 형상으로 하여 압력 손실을 대폭 억제할 수 있다. 또한, 작동 유체와 고온 유체 또는 저온 유체가 각각의 열교환용 플레이트를 통하여 효율적으로 열교환을 행할 수 있고, 열교환 능력을 충분히 확보하면서 열교환기의 컴팩트화가 도모되는 동시에, 작동 유체를 유출입시키는 배관 구성도 간략화할 수 있어, 열교환기 주위의 공간을 유효하게 사용할 수 있다.
도 1은 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 2는 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 증발기의 개략적인 구성도이다.
도 3은 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 응축기의 개략적인 구성도이다.
도 4는 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 증발기 또는 응축기를 이루는 열교환기 본체의 주요부 개략 사시도이다.
도 5는 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 복수 열교환기에서의 해수의 유로의 개략 설명도이다.
도 6은 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 다른 증발기의 개략적인 구성도이다.
도 7은 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 다른 응축기의 개략적인 구성도이다.
도 8은 본 발명의 제1 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 다른 증발기의 개략적인 구성도이다.
도 9는 본 발명의 제2 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 10은 본 발명의 제2 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 증발기의 현열 영역에서의 열교환량 감소 상태 설명도이다.
도 11은 본 발명의 제2 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에서의 다른 개략 계통도이다.
도 12는 본 발명의 제3 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 13은 본 발명의 제3 실시형태에 따른 다른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 14는 본 발명의 제4 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 15는 본 발명의 제4 실시형태에 따른 다른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 16은 본 발명의 제4 실시형태에 따른 다른 증기 동력 사이클 시스템의 개략 계통도이다.
도 17은 본 발명의 실시예의 증기 동력 사이클 시스템에 대한 비교예가 도는 단단 시스템의 개략 계통도이다.
도 18은 종래의 랭킨 사이클의 복수 단화에 의한 열사이클 효율 향상 상태 설명도이다.
도 19는 종래의 복수 단화 증기 동력 사이클에서의 복수 열교환기에서의 해수의 유로의 개략 설명도이다.
(본 발명의 제1 실시형태)
이하, 본 발명의 제1 실시형태를 도 1 내지 도 5에 기초하여 설명한다. 본 실시형태에서는 해양 온도차 발전 장치에 적용한 예에 대하여 설명한다.
상기 각 도면에 있어서 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템(1)은, 랭킨 사이클을 이루는 복수의 증기 동력 사이클부(10, 20)를 구비하고, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)에서의, 고온 열원이 되는 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 저온 열원이 되는 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 또한, 이들 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 순서가, 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순되는 접속 설정이 되어 이루어지는 복수 단(段) 구성이며, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)마다 작동 유체가 얻은 열에너지를 동력으로 변환하는 것이다.
상기 증기 동력 사이클부(10, 20)는, 암모니아로 이루어지는 작동 유체와 상기 고온 유체로서의 온해수를 열교환시켜, 작동 유체 증기, 즉 기상의 작동 유체를 얻는 증발기(11, 21); 기상의 작동 유체를 도입하여 동작하고, 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 상기 팽창기로서의 터빈(12, 22); 이 터빈(12, 22)을 나온 기상의 작동 유체를 상기 저온 유체로서의 차가운 심층 해수 등과 열교환시킴으로써 응축시켜 액상으로 하는 응축기(13, 23); 및 응축기(13, 23)로부터 인출된 작동 유체를 증발기(11, 21)에 보내는 펌프(14, 24)를 구비하는 구성이다. 이 중, 터빈(12, 22) 및 펌프(14, 24)에 대해서는, 일반적인 증기 동력 사이클에서 사용되는 것과 동일한 공지의 장치이므로, 설명을 생략한다.
이들 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)는, 고온 열원이 되는 고온 유체 및 저온 열원이 되는 저온 유체를 각각 공통으로 소정의 순서로 이용하도록 조합된다. 즉, 고온 유체에 대하여는, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)를 거치고 나서 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)로 향하는 순서가 되도록, 증발기(11, 21)에서의 고온 유체의 유로끼리가 접속된다. 또한, 저온 유체에 대하여는, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)를 거치고 나서 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)로 향하는 순서가 되도록, 응축기(13, 23)에서의 저온 유체의 유로끼리가 접속된다.
단, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)에서의 작동 유체의 유로끼리는, 서로 독립된 것으로 되어 있고, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)마다 각각의 작동 유체가 얻은 열에너지를 동력으로 변환하게 된다. 그리고, 이들 증기 동력 사이클부(10, 20)를 조합한 복수 단 구성의 증기 동력 사이클 시스템(1)과, 터빈(12, 22)에 의해 구동되는 발전기(51, 52)로 온도차 발전 장치가 구성된다. 상기 발전기(51, 52)는, 공지의 터빈을 구동원으로 하는 발전에 사용되는 것과 동일한 것이므로 상세한 설명을 생략한다.
상기 증발기(11, 21), 및 응축기(13, 23)는, 모두 공통적으로, 복수 병렬 상태의 열교환용 플레이트(30a)를 용접 일체화한 열교환기 본체(30)와, 이 열교환기 본체(30)에 작동 유체를 유출입시키는 관로(31a, 31b)를 구비하는 구성이다.
또한, 상기 열교환기 본체(30)의 주위에는, 열교환기 본체(30)의 일부와 접합하면서 기립 상태로 되어, 열교환기 본체(30)의 주위 공간을 2개의 영역(34, 35)으로 나누는 격벽(32), 및 이 격벽(32)으로 나누어진 2개의 영역(34, 35)과 외부의 공간을 구획하는 구획벽(36)이 각각 설치된다.
상기 열교환기 본체(30)는, 복수 병렬 상태로 된 거의 직사각형 금속 박판 제의 각각의 열교환용 플레이트(30a)를, 소정의 거의 평행을 이루는 두 단변 부위에서 인접하는 하나의 열교환용 플레이트와 수밀 상태로 하여 용접되는 한편, 인접하는 다른 열교환용 플레이트와 상기 두 단변과 거의 직교하는 다른 거의 평행한 두 단변 부위에서 수밀 상태로 하여 용접되어, 모두 일체화되어 형성되는 구성인(도 4 참조).
이 열교환기 본체(30)는, 각각의 열교환용 플레이트(30a) 사이에 작동 유체가 지나는 제1 유로(30b)와, 고온 유체 또는 저온 유체로서의 해수가 지나는 제2 유로(30c)를 각각 교대로 발생시키고 있고, 상기 각각의 제1 유로(30b)를 지나는 작동 유체와 상기 각 제2 유로(30c)를 지나는 해수가 직교류를 이루는, 이른바 크로스 플로우형 열교환기의 구조를 채용하게 된다. 구체적으로는, 증발기(11, 21)의 경우, 열교환기 본체(30)에서는, 제1 유로(30b)에 작동 유체가, 제2 유로(30c)에 고온 유체로서의 온해수가 각각 유통하고, 각각의 제1 유로(30b)를 지나는 작동 유체와 각각의 제2 유로(30c)를 지나는 온해수가 직교류를 이룬다. 한편, 응축기(13, 23)의 경우, 열교환기 본체(30)에서는, 제1 유로(30b)에 작동 유체가, 제2 유로(30c)에 저온 유체로서의 냉해수가 각각 유통하고, 각각의 제1 유로(30b)를 지나는 작동 유체와 각 제2 유로(10c)를 지나는 냉해수가 직교류를 이룬다.
또한, 열교환기 본체(30)에서의 고온 유체 또는 저온 유체 측의 제2 유로(30c)의 유로 단면적은, 작동 유체 측의 제1 유로(30b)에 비해 크고, 또한 고온 유체 또는 저온 유체 측의 제2 유로(30c)의 유로 길이가 작동 유체 측의 제1 유로(30b)에 비해 짧은 형상이 된다. 또한, 열교환기 본체(30)는 제2 유로(30c)의 한쪽의 개구 부분 주위에 플랜지(30d)를 형성하여 이루어지고, 이 플랜지(30d)에 의해, 격벽(32)에 수밀 상태로 하여 장착되는 구성이다.
상기 격벽(32)은, 해수를 표면 및 배면에 의해 격리 가능한 평판형의 벽체로서 형성되고, 고온 유체 또는 저온 유체로서의 해수가 상단을 넘지 않는 충분한 높이가 되는 기립 배치 상태로 설치되는 구성이다. 열교환기 본체(30)의 주위 공간 중, 격벽(32)으로 구획된 한쪽 영역을 영역(34), 다른 쪽 영역을 영역(35)으로 한다. 격벽(32)은 열교환기 본체(30)의 설치 위치에 대응시켜 관통 구멍(32a)을 뚫어 설치되고, 이 관통 구멍(32a) 주위 부분을, 열교환기 본체(30)에서의 플랜지(30d)와 수밀 상태로 접합시켜, 각각의 열교환기 본체(30)와 일체화된다.
증발기(11, 21)의 경우, 격벽(32)에서의 한쪽의 영역(34) 측의 면의 관통 구멍(32a) 주위 부분에, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)를 이루는 열교환기 본체(30)가 장착되고, 또한, 격벽(32)에서의 다른 쪽의 영역(35) 측의 면의 관통 구멍(32a) 주위 부분에는, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)를 이루는 열교환기 본체(30)가 장착되게 된다.
응축기(13, 23)의 경우, 격벽(32)에서의 한쪽의 영역(34) 측의 면의 관통 구멍(32a) 주위 부분에, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)를 이루는 열교환기 본체(30)가 장착되고, 또한, 격벽(32)에서의 다른 쪽의 영역(35) 측의 면의 관통 구멍(32a) 주위 부분에는, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)를 이루는 열교환기 본체(30)가 장착되게 된다.
이렇게 하여, 이 격벽(32)에서의 관통 구멍(32a) 주위 부분의 양면에 열교환기 본체(30)가 2개 장착되고, 서로 다른 증발기 또는 응축기를 구성하는 이 2개의 열교환기 본체(30)가, 제2 유로(30c)의 개구 부분끼리를 마주보게 한 상태로 고정된다. 증발기 및 응축기를 이루는 열교환기 본체(30)는, 크로스 플로우형의 구조를 채용함으로써, 고온 유체 또는 저온 유체의, 제2 유로(30c)의 개구 부분에 대하여 유출입하는 방향과 제2 유로(30c)를 흐르는 방향은 일치하고 있고, 2개의 열교환기 본체(30)에 걸쳐서 유통하는 고온 유체 또는 저온 유체의 흐름은 직선형된다(도 5 참조).
즉, 다른 증발기 또는 응축기를 이루는 2개의 열교환기 본체(30)의 격벽(32)에의 장착에 의해, 2개의 증발기(11, 21)의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 접속하고, 또한 각각의 증발기(11, 21)를 고온 유체가 흐르는 방향으로 배열한 상태, 및 2개의 응축기(13, 23)의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 접속하고, 또한 각 응축기(13, 23)를 저온 유체가 흐르는 방향으로 배열한 상태를, 각각 얻을 수 있는 구성이다.
이와 같이, 증발기(11, 21)끼리를 고온 유체의 흐름 방향에 그대로 배열한 배치로 하여 직렬로 접속한 상태나, 응축기(13, 23)끼리를 저온 유체의 흐름 방향에 그대로 배열된 배치로 하여 직렬로 접속한 상태에서는, 고온 유체 또는 저온 유체는 최단 거리를 지나는 단순한 직선형의 흐름이 되고, 또한, 제2 유로(30c)의 유로 단면적은 작동 유체 측의 제1 유로(30b)에 비해 크고, 또한 제2 유로(30c)의 유로 길이는 제1 유로(30b)에 비해 짧은 형상으로 되어 경우도 있어, 복수의 증발기(11, 21)에 대해 고온 유체가 출입하고, 또한 이들을 통과시킬 때나, 복수의 응축기(13, 23)에 대해 저온 유체가 출입하고, 또한 이들을 통과시킬 때의 압력 손실을 매우 낮게 억제할 수 있다. 따라서, 고온 유체나 저온 유체가 복수의 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)를 각각 지나는 경우라도, 압력 손실의 증대를 회피하여, 증기 동력 사이클부의 복수 단화에 의한 효과를 확실하게 향수할 수 있게 된다.
상기 구획벽(36)은, 열교환기 본체(30), 및 격벽(32)을 옆쪽 및 아래쪽으로부터 둘러싸도록 설치되는 벽체로서 형성되는 구성이다. 구획벽(36)은, 상기 2개의 영역(34, 35)을 적절한 크기로 설정하면서, 이들을 외부에 대해 격리한다. 구획벽(36)의 각 영역(34, 35)과 면하는 부분에는 각각 개구부(도시하지 않음)가 설치되고, 이 개구부 위치에서, 이들에 접속된 해수 유통용의 관로를 통해, 또는 인접하는 외부의 바다 속으로부터 직접, 해수가 영역(34, 35)에 대해 유출입하는 구성이다. 구획벽(36)의 개구부 바깥쪽에는, 해수를 가압하는 펌프(37, 38)가 설치되고, 가압한 해수를 한쪽의 영역(34)에 유입시킴으로써, 상기 2개의 영역(34, 35)에서의 각 해수 사이에 수두 차(water head difference)를 발생시키게 된다.
증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)를 사용하는 상황에서는, 상기 2개의 영역(34, 35) 및 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)에는, 구획벽(36)의 개구부를 통한 외부로부터의 해수의 유입에 따라 해수가 존재한다. 이 중, 격벽(32)을 사이에 둔 상기 다른 쪽의 영역(35)은 해수를 자연 유입시키고 있지만, 상기 한쪽의 영역(34)에서는 해수의 자연 유입뿐 아니라, 펌프(37, 38)에 의한 가압도 따르기 때문에, 이 영역(34)에서의 해수의 수위는 영역(35)에서의 수위보다 높은 수위가 된다.
각각의 영역(34, 35)에 있어서는, 해수의 수면 위치보다 아래쪽에 열교환기 본체(30)의 전체나 관로(31a, 31b)가 위치하는, 즉 이들이 모두 해수 중에 수몰되는 상태로 해도 되고, 이 경우, 관로도 해수 중에 있으므로, 열교환기 본체(30)를 나온 작동 유체의 온도 유지가 쉬워져, 관로에서의 작동 유체의 불필요한 응축 또는 증발의 방지를 도모할 수 있고, 열교환 효율을 높일 수 있어 바람직하다.
이렇게 하여, 격벽(32)을 사이에 두고, 한쪽의 영역(34)에 있는 해수와 다른 쪽의 영역(35)에 있는 해수 사이에, 수두 차로서의 수위 차를 부여하고 있음으로써, 한쪽의 영역(34)으로부터, 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)를 지나고, 격벽(32)의 관통 구멍(32a)을 거쳐, 다른 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)에 도달하고, 또한 다른 쪽의 영역(35)으로 향하는 해수의 흐름이 발생하는 구성이다.
그리고, 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)를 지나는 해수의 흐름이 발생함에 따라, 열교환기 본체(30)에서는 제1 유로(30b)의 작동 유체와 제2 유로(30c)의 해수와의 사이에서 계속하여 열교환을 행하게 할 수 있다. 그리고, 열교환기 본체(30)를 나와 영역(35)에 도달한 해수는, 구획벽(36)의 상기 다른 쪽의 영역(35)에 면하는 부분의 개구부로부터 구획벽(36) 밖으로 유출한다.
이와 같이, 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체로서의 해수가 존재할 수 있는 복수의 영역을 설정하는 격벽(32)을 설치하고, 열교환기 본체(30)를 이 격벽(32)을 따라 설치하고, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)의 사용 시에, 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c) 부분이나 격벽(32)의 주요부를, 해수 중에 잠기도록 하고, 또한, 2개의 영역(34, 35)의 외부(바다 속)와의 연통(連通)을 유지하면서, 펌프(37, 38)에 의한 적절한 가압으로 해수를 영역(34)에 유입시킴으로써, 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)에 해수가 원활하게 유통하게 되어, 해수의 유통에 따른 압력 손실을 억제할 수 있는 것에 더하여, 대량의 해수를 유출입시키기 위해, 열교환기 본체(30)에 있어서 제2 유로(30c)와 연통되는 관로 등의 복잡한 구조를 채용하지 않아도 되어, 관로 설치에 따른 비용을 억제할 수 있다.
그리고, 격벽(32)에 의해 열교환기 본체(30)에 대해 제2 유로(30c)에 통하는 2개의 영역(34, 35)을 설정함으로써, 간단하고 용이하게 해수를 제2 유로(30c)에 도입하고 또한 제2 유로(30c)로부터 인출할 수 있는 동시에, 복수의 열교환기를 더욱 컴팩트하게 배치 구성할 수 있고, 필요 최소한의 공간으로 효율적으로 열교환을 행하게 할 수 있다.
또한, 열교환기 본체(30)의 근방에는 관통 구멍(32a)이 있는 격벽(32)만 설치되고, 열교환기 본체(30) 주위를 덮도록 한 내압 용기 등이 존재하지 않으므로, 열교환기 본체(30)로의 작업자의 액세스가 극히 용이하며, 열교환기 본체(30)에 대한 육안으로 점검이나 세정 등의 유지보수 작업을 확실하게 행할 수 있고, 열교환용 유체로서 해수를 사용한 결과 생기는 생물 오염에도, 세정 등으로 적절히 대응할 수 있다.
다음에, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 동작 상태에 대해 설명한다. 전제로서, 바다의 표층으로부터 고온 유체로서의 온해수를, 또한, 바다의 소정 깊이 위치로부터 저온 유체로서의 냉해수를, 각각 소정의 유량을 확보하면서 취수하여, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에 각각 도입하고, 또한, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에서는, 그 주위의 2개의 영역(34, 35)에 각각 존재하는 해수에, 수두 차로서의 수위 차를 부여함으로써, 한쪽의 영역(34)에서, 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)를 거쳐, 다른 쪽의 영역(35)으로 향하는 해수의 흐름이 생기고, 열교환기 본체(30)에 있어서 작동 유체와 해수와의 열교환을 동일 조건 하에서 계속할 수 있는 상태에 있는 것으로 한다.
제1 증기 동력 사이클부(10)에 있어서는, 증발기(11)가, 고온 유체로서 펌프(37)로 가압되어 영역(34)을 거쳐 도입되는 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 열교환기 본체(30)와 열교환시킨다. 여기서 가열된 작동 유체 중, 승온(昇溫)에 따라 증발하여 기상이 된 작동 유체는, 상부의 작동 유체의 관로(31b)를 거쳐 이 증발기(11) 밖으로 나와, 터빈(12)을 향한다.
증발기(11)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 터빈(12)에 이르러 이를 작동시키고, 이 터빈(12)에 의해 발전기(51)가 구동되고, 열에너지가 사용 가능한 동력, 또한 전력으로 변환된다. 이렇게 하여 터빈(12)에 의해 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는 압력 및 온도를 감소시킨 상태가 된다. 그리고, 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체는 응축기(13)에 도입된다.
응축기(13)에서는, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 응축기(23)를 이루는, 인접한 영역(34) 측의 열교환기 본체(30)를 먼저 통과한 다음에, 이 응축기(13)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)에 도입된 냉해수와, 위쪽의 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각된 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(13)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30)로부터 작동 유체의 관로(31a)를 거쳐 응축기(13) 밖으로 배출된다. 응축기(13)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(10) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는 펌프(14)를 경유하여 가압된 후에, 증발기(11)를 향해 진행하게 된다.
이 후, 작동 유체는 증발기(11) 내에 복귀하고, 상기와 마찬가지로 증발기(11)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)에 있어서는, 증발기(21)로, 고온 유체로서, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)를 이루는 영역(34) 측의 열교환기 본체를 통과한 후의 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 이 증발기(21)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)로 열교환시킨다. 여기서 가열된 작동 유체 중, 승온에 따라 증발하여 기상이 된 작동 유체는 상부의 작동 유체의 관로(31b)로부터 증발기(21) 밖으로 나와, 터빈(22)을 향한다.
증발기(21)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 터빈(22)에 도달하여 이를 작동시키고, 이 터빈(22)에 의해 발전기(52)가 구동되고, 상기 터빈(12) 및 발전기(51)의 경우와 마찬가지로, 열에너지가 최종적으로 전력으로 변환된다. 이렇게 하여 터빈(22)에 의해 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 감소시킨 상태가 되어, 터빈(22)을 나온 후, 응축기(23)에 도입된다.
응축기(23)에서는, 저온 유체로서 펌프(38)로 가압되고 또한 영역(34)을 거쳐 열교환기 본체(30)에 도입된 온도의 낮은 냉해수와, 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하여, 냉각되어, 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(23)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30) 아래의 작동 유체의 관로(31a)로부터 응축기(23) 밖으로 배출된다. 응축기(23)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(20) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는, 펌프(24)를 경유하여 가압된 후에, 증발기(21)를 향해 진행하게 된다.
이렇게 하여 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체는 증발기(21) 내에 복귀하고, 상기와 마찬가지로 증발기(21)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
응축기(23)와 응축기(13)에서의 각 열교환에 연속 사용된 저온 유체로서의 해수는, 작동 유체로부터의 열을 받아 소정 온도까지 승온되어 있다. 이 해수는 응축기(13)의 밖의 영역(35)으로 배출된 후, 이 영역(35)에 통하는 구획벽(36)의 개구부로부터 외부에 유출되고, 최종적으로 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
마찬가지로, 증발기(11)와 증발기(21)에서의 각 작동 유체와의 열교환에 따라, 온도가 내려간 고온 유체로서의 해수도, 증발기(21)에서의 열교환 후에 영역(35)을 거쳐 구획벽(36)의 개구부로부터 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
한편, 펌프(37, 38)의 동작에 따라, 새로운 해수가 구획벽(36)의 개구부로부터 영역(34)으로 들어가서, 증발기(11)나 응축기(23)를 이루는 각각의 열교환기 본체(30)에서의 열교환에 제공되게 되고, 상기한 각 과정이 시스템을 사용하는 동안, 즉 2개의 증기 동력 사이클부(10, 20)로 각각 증기 동력 사이클 동작을 계속하는 동안, 반복된다.
그리고, 고온 유체나 저온 유체가 매우 대량으로 존재하는 해수이므로, 열교환 후의 해수가 외부의 바다 속으로 확산한 후의, 해수 전체에 대한 열교환 후의 해수가 보유하는 열의 영향, 즉 확산 후의 해수 전체의 온도 변화는 거의 무시할 수 있어, 열교환 계속에 따라 열교환기 본체(30)에 순차적으로 신규로 도입되는 해수에는 온도 변화는 발생하지 않고, 열교환 개시 당초와 동일한 온도 조건 하에서 계속하여 열교환을 행할 수 있다고 볼 수 있다.
이와 같이, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 복수 단에 걸쳐 설치한 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)와 응축기(13, 23)에서의 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체의 각각의 유로를, 증기 동력 사이클부(10, 20) 사이에서 소정의 순서로 직렬로 접속할 뿐 아니라, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)와 응축기(13, 23)를 각각 크로스 플로우형 열교환기로 하고, 또한 열원의 유체가 흐르는 방향으로 각각 배열함으로써, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)를 이루는 각각의 열교환기에서는, 각각의 유체의 유입, 유출 방향과 열교환기 내에서의 흐름의 방향이 동일하게 되고, 또한 열교환기끼리가 적절히 배치되게 되어, 모든 증기 동력 사이클부(10, 20)에 걸친 열원의 유체 측의 유로의 유로 길이를 필요 최소한으로 하고 또 유로 형상을 단순화하여, 그 압력 손실을 억제하여, 복수 단으로 한 증기 동력 사이클부(10, 20) 각각으로 각 열원의 유체와 작동 유체와의 사이에서 무리 없이 열교환이 가능해지고, 확실하게 열사이클 효율을 높여 유효하게 동력을 인출할 수 있다. 또한, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)로 열원의 유체를 원활하게 통과시킬 수 있어, 펌프 등의, 유체의 유통에 필요한 에너지 소비나 설비 비용을 억제할 수 있다.
또한, 격벽(32)으로 나누어진 영역(34, 35) 사이에서 해수를 유통시켜, 관로를 경유시키지 않고 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c) 측에 고온 유체 또는 저온 유체로서의 해수를 도입함으로써, 해수 측에서 관로의 설치가 불필요해지므로, 관로 설치에 따른 비용을 억제할 수 있고, 관의 설치 공간을 생략할 수 있다.
그리고, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 2개의 증기 동력 사이클부(10, 20)를 사용하고, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에서의 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체의 유로를 상이한 증기 동력 사이클부끼리 접속하고, 고온 유체나 저온 유체를 공통으로 사용하는 2단 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 3단, 4단 등 다른 복수 단 구성으로 할 수도 있다.
또한, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서, 각 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)는, 각각 열교환기 본체(30)를 하나만 구비하여 형성되고, 그 열교환기 본체(30)는 격벽(32)에 유일하게 뚫린 관통 구멍(32a)의 주위 부분에 장착되어, 열원이 되는 고온 유체 또는 저온 유체를 유통 가능하게 하는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 격벽에 관통 구멍을 복수 배열하여 뚫고, 이들 관통 구멍에 대응시켜 격벽에 열교환기 본체를 복수 배열하여 설치하는 구성이나, 도 6에 나타낸 바와 같이, 하나의 격벽과 평행하게 다른 격벽을 설치하여, 2개의 격벽에 끼인 중간의 영역을 생기게 하여, 2개의 격벽 각각에 열교환기 본체(30)를 설치하고 또, 중간의 영역을 통해, 열원이 되는 유체를 각 격벽의 열교환기 본체(30)에 각각 유통시키는 구성을 각각 채용할 수도 있다. 이러한 경우, 복수 또는 다수의 열교환기 본체(30)가 병렬 배치되어 열원이 되는 유체를 동등하게 유통시키게 되고, 동일 영역 내의 복수 또는 다수의 열교환기 본체(30)가 하나의 증발기(11, 21) 또는 응축기(13, 23)를 이루는 것이 된다. 이러한 복수 또는 다수의 열교환기 본체(30)에 의해, 필요로 하는 출력에 따른 고온 유체나 저온 유체, 또는 작동 유체의 유량에 적절히 대응한 증발기나 응축기를 구축할 수 있다.
또한, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 증발기(11, 21)를 이루는 열교환기 본체(30)에서의 제2 유로(30c)의 개구 부분과, 관통 구멍(32a)을 사이에 둔 다른 열교환기 본체의 제2 유로 개구 부분을 대향 배치 상태로서, 이 열교환기 본체 내에서 해수가 흐르는 방향과 평행하게, 각각의 열교환기 본체를 똑바른 선형으로 배열하여 설치하고, 개구 부분에 유입되어 제2 유로를 흐르는 해수를 그대로 직진시켜 다른 열교환기 본체 측에 도달시키는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 인접하는 열교환기 본체의 사이에 상기 격벽과 다른 중공 구조체, 예를 들면, 도 7에 나타낸 바와 같은 챔버(33)가 개재하여, 상기 격벽의 관통 구멍 깊이를 크게 초과하는 소정 간격이 생긴 경우, 인접하는 열교환기 본체(30)에서의 각 제2 유로(30c)의 개구 부분이, 서로 대향하는 위치로부터 상하 좌우에 다소 어긋난 오프셋(offset) 상태가 되어 있어도 되고, 각각의 열교환기 본체(30)가 각각의 열교환기 본체 내에서의 해수가 흐르는 방향이 서로 평행을 이루도록 나란히 있기만 하면, 복수의 열교환기 본체(30)를 엄밀한 직선형으로 배열되지 않는 배치상의 제약이 있는 경우 등으로, 제2 유로(30c)의 개구 위치가 완전히 대향하고 있지 않아도, 해수를 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)에 원활하게 유통시켜, 압력 손실을 억제할 수 있는 상태를 유지할 수 있다.
또한, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서, 하나의 격벽(32)에 열교환기 본체(30)의 제2 유로 개구 부분의 한쪽을 장착하고, 격벽(32)으로 열교환기 본체(30)가 있는 측의 영역과 격벽을 사이에 둔 다른 영역을 칸막이하는 구성으로 하고 있지만, 이 외에, 상기 도 7에 나타낸 바와 같이, 열교환기 본체(30)를 사이에 두고 격벽(32)을 평행하게 2개 배치하고, 격벽(32)으로 칸막이 된 복수 영역 중, 2개의 격벽(32)의 대향하는 면에 끼워진 영역(39)에는 열원이 되는 유체를 공급하지 않는 구성으로 할 수도 있다. 이 경우, 열교환기 본체(30)의 제2 유로 개구 부분을 제외한 바깥쪽 부분이나, 작동 유체를 지나는 관로가, 열원이 되는 고온 유체 또는 저온 유체 속에 잠길 필요가 없어지므로, 보수, 관리의 면에서는 편리하다.
또한, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 격벽(32)에 관통 구멍(32a)을 뚫어 형성하고, 격벽(32)의 각 면에서의 관통 구멍(32a) 주위 부분에 열교환기 본체(30)를 하나 씩 배치하는 구성으로 하고 있지만, 이 외에, 상기 도 7에 나타낸 바와 같이, 격벽(32)으로 구획된 영역이 충분히 큰 경우에는, 열교환기 본체(30)를 열교환용 유체의 흐름 방향에 복수 직렬로 연결하여 일체화한 상태로 격벽(32)에 장착하고, 격벽의 하나의 장착 위치마다 복수 설치하는 구성으로 하는 것도 가능하며, 동일 격벽 면적당으로 더 많은 열교환기 본체(30)를 설치하여, 스페이스를 유효하게 활용하면서, 작동 유체의 유량을 많게 할 수 있다.
또한, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)를 이루는 열교환기 본체(30)를 격벽(32)에 따라 설치하고, 격벽(32)으로 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체로서의 해수가 존재할 수 있는 2개의 영역(34, 35)을 설정하여, 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)에 해수를 유통시키는 구성으로 하고, 해수의 유통에 관련하여, 열교환기 본체(30)에 있어서 제2 유로(30c)와 연통되는 관로 등의 복잡한 구조를 채용하지 않고, 또한 열교환기 본체(30) 주위를 덮도록 한 내압 용기 등도 이용하지 않는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 도 8에 나타낸 바와 같이, 고온 유체의 흐름 방향으로 배열된 배치가 되는 각각의 증발기(11, 21)나, 저온 유체의 흐름 방향으로 배열된 배치가 되는 각각의 응축기가, 각각 최외각을 이루어 다른 기기와 관로(61)로 접속되는 중공 내압 구조의 쉘(shell)(60)을 가지고, 고온 유체 또는 저온 유체와 작동 유체를 열교환시키는 열교환기 본체(30)를 쉘(60) 내부에 배치한, 더 일반적인 열교환기 구조를 이루어, 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)로의 해수의 유통이 관로(61)를 통해 이루어지는 구성으로 할 수도 있다.
이 경우, 고온 유체 또는 저온 유체인 해수의 흐름 방향과 작동 유체의 흐름 방향이 직교하는 크로스 플로우형이 되고, 해수 측의 유로 단면적이 작동 유체 측에 비해 크고, 또한 해수 측의 유로 길이가 작동 유체 측에 비해 짧은 열교환기 형상을 이루는 열교환기 본체(30)의, 작동 유체 측의 각각의 제1 유로(30b)는, 쉘(60)의 길이 방향 양(兩) 단부에서의 작동 유체의 각각의 유출입구와 연통 상태로 일체화되어 있고, 또한, 열교환기 본체(30)에서의 해수 측의 제2 유로(30c)는 쉘(60)의 길이 방향과 직교하는 방향의 양 단부에서의 해수의 각각의 유출입구와 연통 상태로 일체화되어, 각각의 유출입구를 제외하고 쉘(60)의 내부와 외부는 수밀 상태로 격리된다.
(본 발명의 제2 실시형태)
본 발명의 제2 실시형태를 도 9 및 도 10에 기초하여 설명한다.
상기 각 도면에 있어서 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템(2)은, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 복수의 증기 동력 사이클부(10, 20)를 구비하는 한편, 상이한 점으로서, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 터빈(12) 출구에서 응축기(13)로 향하는 작동 유체를, 제1 증기 동력 사이클부(10)보다 고온 유체를 유통시키는 순서가 뒤가 되는 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 펌프(24) 출구에서 증발기(21)로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 예열용 열교환기(41)가 설치되는 구성을 가지는 것이다.
본 실시형태의 증기 동력 사이클 시스템(2)을 이루는 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)에서의, 고온 유체나 저온 유체의 유로끼리의 접속은, 상기 제1 실시형태와 마찬가지로, 고온 유체는 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)로 흐르는 순서 설정으로 되고, 저온 유체는 고온 유체의 경우와 반대로, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)에서 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)로 흐르는 순서 설정으로 되는 구성이다.
상기 증기 동력 사이클부(10, 20)는, 각각, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 증발기(11, 21), 터빈(12, 22), 응축기(13, 23), 및 펌프(14, 24)를 구비하는 한편, 상이한 점으로서, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 작동 유체와 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체를 열교환시키는 예열용 열교환기(41)를 공용하는 구성을 가지는 것이다. 그리고, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 증기 동력 사이클부(10, 20)를 조합한 증기 동력 사이클 시스템(2)과, 터빈(12, 22)에 의해 구동되는 발전기(51, 52)와, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 온도차 발전 장치를 구성하게 된다.
그리고, 상기 증발기(11, 21)와 터빈(12, 22)과 응축기(13, 23)와 펌프(14, 24)는, 상기 제1 실시형태 동일한 구성이며, 설명을 생략한다.
상기 예열용 열교환기(41)는, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 증발기(21)에 도달하기 전의 모든 액상의 작동 유체와, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 터빈(12)을 나온 후의 기상의 작동 유체를 열교환시키는 열교환기이며, 상기 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)를 이루는 열교환기 본체(30)와 마찬가지의 플레이트식 열교환기가 되어 이루어지며, 상세한 설명은 생략한다.
이 예열용 열교환기(41)에서의, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 작동 유체 측의 유로는, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 터빈(12) 출구 측과, 응축기(13) 입구 측에 각각 접속되고, 터빈(12)을 나와 예열용 열교환기(41)에서의 열교환으로 냉각된 작동 유체가 응축기(13)에 도달하는 구성이다.
한편, 예열용 열교환기(41)에서의, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체 측의 유로는, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 펌프(24) 출구 측과, 증발기(21)의 입구 측에 각각 접속되고, 펌프(24)를 나와 예열용 열교환기(41)에서의 열교환으로 가열된 작동 유체가 증발기(21)에 도달하는 구성이다.
증기 동력 사이클부를 복수 단화함에 따라 온도차를 발생하는, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 터빈 출구에서의 작동 유체와, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기 입구에서의 작동 유체를, 예열용 열교환기(41)로 열교환시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 작동 유체가 보유하는 열을, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 더 저온이 되어 있는 작동 유체로 회수함으로써, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서는, 응축기(13)에 도입되는 작동 유체의 온도를 내려, 응축기(13)에서의 열교환을 더 저온 측에서 행해질 수 있게 된다. 또한, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서는, 증발기(21)에 도입되는 작동 유체의 온도를 상승시켜, 증발기(21)에서의 열교환를 더 고온 측에서 행할 수 있게 되어, 시스템 전체로서 열사이클 효율의 향상을 도모할 수 있다.
또한, 증발기(11, 21)에 있어서는, 작동 유체를 비점까지 온도 상승시키는 현열 영역에서의 열교환과, 작동 유체를 기화시키는 잠열 영역에서의 열교환이 이루어지고 있고(도 9 참조), 크로스 플로우형의 증발기의 경우, 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환에 있어서, 열전달의 성능 향상을 도모하기 어렵기는 하지만, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서는, 예열용 열교환기(41)에 의한 증발기(21)의 전단(前段)에서의 예열에 따라, 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기(21)에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄일 수 있으므로, 증발기의 성능(총괄 열전달계수)도 상대적으로 향상된다.
다음에, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 동작 상태에 대해 설명한다. 전제로서, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 바다의 표층으로부터 고온 유체로서의 온해수를, 또한, 바다의 소정 깊이 위치로부터 저온 유체로서의 냉해수를, 각각 소정의 유량을 확보하면서 취수하여, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에 각각 도입하고, 또한, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에서는, 그 주위의 2개의 영역(34, 35)에 각각 존재하는 해수에, 수두 차로서의 수위 차를 부여함으로써, 한쪽의 영역(34)에서, 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)를 거쳐, 다른 쪽의 영역(35)으로 향하는 해수의 흐름이 생기고, 열교환기 본체(30)에 있어서 작동 유체와 해수와의 열교환을 동일 조건 하에서 계속할 수 있는 상태에 있는 것으로 한다.
제1 증기 동력 사이클부(10)에 있어서는, 증발기(11)가, 고온 유체로서 펌프(37)로 가압되고, 영역(34)을 거쳐 도입되는 온해수와 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 열교환기 본체(30)와 열교환시킨다. 여기서 가열된 작동 유체 중, 승온에 따라 증발하여 기상이 된 작동 유체는 상부의 작동 유체의 관로(31b)를 거쳐 이 증발기(11) 밖으로 나와, 터빈(12)으로 향한다.
증발기(11)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 터빈(12)에 도달하여 이를 작동시키고, 이 터빈(12)에 의해 발전기(51)가 구동되고, 열에너지가 사용 가능한 동력, 또한 전력으로 변환된다. 이렇게 하여 터빈(12)으로 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 감소시킨 상태가 된다. 그리고, 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체는, 예열용 열교환기(41)에 도입된다.
예열용 열교환기(41)에서는, 상기 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체와, 별도 예열용 열교환기(41)에 도입된 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 액상의 작동 유체를 열교환시켜, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체를 승온 시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 기상 작동 유체가 보유하는 열을 회수한다.
이 예열용 열교환기(41)에서의 열교환을 거쳐, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 기상 작동 유체는 냉각되고, 이 냉각된 기상 작동 유체는 예열용 열교환기(41)를 나온 후, 응축기(13)로 향한다.
응축기(13)에서는, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 응축기(23)를 이루는, 인접한 영역(34) 측의 열교환기 본체(30)를 먼저 통과한 다음에, 이 응축기(13)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)에 도입된 냉해수와, 위쪽의 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각된 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(13)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30)로부터 작동 유체의 관로(31a)를 거쳐 응축기(13) 밖으로 배출된다. 응축기(13)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(10) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는 펌프(14)를 경유하여 가압된 후에, 증발기(11)를 향해 진행하게 된다.
이 후, 작동 유체는 증발기(11) 내로 복귀하고, 상기와 마찬가지로 증발기(11)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)에 있어서는, 증발기(21)로, 고온 유체로서 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)를 이루는 영역(34) 측의 열교환기 본체를 통과한 후의 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 이 증발기(21)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)로 열교환시킨다. 여기서 가열된 작동 유체 중, 승온에 따라 증발하여 기상이 된 작동 유체는 상부의 작동 유체의 관로(31b)로부터 증발기(21) 밖으로 나와, 터빈(22)으로 향한다.
증발기(21)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 터빈(22)에 도달하여 이를 작동시키고, 이 터빈(22)에 의해 발전기(52)가 구동되고, 상기 터빈(12) 및 발전기(51)의 경우와 마찬가지로, 열에너지가 최종적으로 전력으로 변환된다. 이렇게 하여 터빈(22)에서 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 감소시킨 상태가 되고, 터빈(22)을 나온 후, 응축기(23)에 도입된다.
응축기(23)에서는, 저온 유체로서 펌프(38)로 가압되고 또한 영역(34)을 거쳐 열교환기 본체(30)에 도입된 온도의 낮은 냉해수와, 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각되어, 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(23)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30) 아래의 작동 유체의 관로(31a)로부터 응축기(23) 밖으로 배출된다. 응축기(23)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(20) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는, 펌프(24)를 경유하여 가압된 후에, 예열용 열교환기(41)에 도달한다.
예열용 열교환기(41)에서는, 상기 펌프(24)를 나온 액상의 작동 유체와, 상기 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체를 열교환시킴으로써, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체를 승온시킨다. 승온된 액상의 작동 유체는, 예열용 열교환기(41)를 나온 후, 증발기(21)를 향해 진행하게 된다.
이렇게 하여 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체는, 예열용 열교환기(41)에서의 열교환을 거쳐, 미리 소정 온도까지 승온된 상태로 증발기(21) 내로 복귀하고, 상기와 마찬가지로 증발기(21)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
응축기(23)와 응축기(13)에서의 각각의 열교환에 연속 사용된 저온 유체로서의 해수는, 작동 유체로부터의 열을 받아 소정 온도까지 승온되어 있다. 이 해수는, 응축기(13) 밖의 영역(35)으로 배출된 후, 이 영역(35)에 통하는 구획벽(36)의 개구부로부터 외부로 유출되고, 최종적으로 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
마찬가지로, 증발기(11)와 증발기(21)에서의 각 작동 유체와의 열교환에 따라, 온도가 내려간 고온 유체로서의 해수도, 증발기(21)에서의 열교환 후에 영역(35)을 거쳐 구획벽(36)의 개구부로부터 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
한편, 펌프(37, 38)의 동작에 따라, 새로운 해수가 구획벽(36)의 개구부로부터 영역(34)에 들어와, 증발기(11)이나 응축기(23)를 이루는 각각의 열교환기 본체(30)에서의 열교환에 제공되게 되고, 상기한 각 과정이 시스템의 사용 중에, 즉 2개의 증기 동력 사이클부(10, 20)로 각각 증기 동력 사이클 동작을 계속하는 동안, 반복된다.
상기 제1 실시형태 마찬가지로, 고온 유체나 저온 유체는 매우 대량으로 존재하는 해수이므로, 열교환 후의 해수가 외부의 바다 속으로 확산한 후의, 해수 전체에 대한 열교환 후의 해수가 보유하는 열의 영향, 즉 확산 후의 해수 전체의 온도 변화는 거의 무시할 수 있어 열교환 계속에 따라 열교환기 본체(30)에 순차적으로 신규로 도입되는 고온 유체나 저온 유체로서의 해수에는 온도 변화는 발생하지 않고, 열교환 개시 당초와 같은 온도 조건 하에서 계속하여 열교환이 행할 수 있다고 볼 수 있다.
이와 같이, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 증발기(11)로 고온 유체와 열교환하고, 또한 터빈(12)으로 일을 하게 한 후의 기상의 작동 유체를, 예열용 열교환기(41)로, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 펌프(24)로부터 증발기(21)로 향하는 작동 유체와 열교환시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 기상 작동 유체가 보유하는 열을, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의, 더 낮은 온도의 다른 작동 유체로 회수하므로, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서는 응축기(13)에서의 열교환을 더 저온 측에서 행할 수 있는 동시에, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서는 증발기(21)에서의 열교환을 더 고온 측에서 행할 수 있어, 특히 증발기(21)에서는, 증발기(21)의 전단의 예열용 열교환기(41)에 의해 미리 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기(21)에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기(21)에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있는 등, 시스템 전체에서 열손실을 억제하여 열사이클 효율을 높일 수 있다.
그리고, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 예열용 열교환기(41)와, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체와, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 펌프(24)를 나온 액상의 작동 유체를 열교환시켜, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체를 승온시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 기상 작동 유체가 보유하는 열을 회수하는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 도 11에 나타낸 바와 같이, 고온 유체를 증발기에 유통시키는 순서가 다른 것보다 뒤가 되는 증기 동력 사이클부, 예를 들면, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 터빈(22)을 나온 기상의 작동 유체와, 이 증기 동력 사이클부(20)보다 고온 유체를 증발기에 유통시키는 순서가 앞이 되는 다른 증기 동력 사이클부, 즉 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의, 펌프(14)를 나온 액상의 작동 유체를 열교환시키는 다른 예열용 열교환기(43)를 설치하고, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 액상 작동 유체를 승온시켜, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 기상 작동 유체가 보유하는 열을 회수하는 구성으로 하는 것도 가능하며, 상기 실시형태 마찬가지로, 열사이클 효율을 높일 수 있다.
(본 발명의 제3 실시형태)
본 발명의 제3 실시형태를 도 12에 기초하여 설명한다.
상기 도 12에 있어서 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템(3)은, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 복수의 증기 동력 사이클부(10, 20)를 구비하는 한편, 상이한 점으로서, 상기 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)가, 상기 증발기(11, 21)와 터빈(12, 22) 사이의 작동 유체 유로에, 증발기(11, 21)를 나온 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 터빈(12, 22)으로 향하게 하는 한편, 액상의 작동 유체를 증발기(11, 21)의 입구 측으로 향하게 하는 기액 분리기(15, 25)를 가지고, 또한, 이 기액 분리기(15, 25)로부터 증발기(11, 21)의 입구 측으로 향하는 액상 작동 유체의 유로에, 작동 유체를 증발기(11, 21)를 향해 압송하는 보조 펌프(16, 26)를 설치하여 이루어지는 구성을 가지는 것이다.
상기 증기 동력 사이클부(10, 20)를 조합한 본 실시형태의 증기 동력 사이클 시스템(3)은, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 터빈(12, 22)에 의해 구동되는 발전기(51, 52)와 함께, 온도차 발전 장치를 구성하는 것이다. 상기 증발기(11, 21), 터빈(12, 22), 응축기(13, 23), 및 펌프(14, 24)는, 상기 제1 실시형태 동일한 구성이며, 설명을 생략한다.
상기 기액 분리기(15, 25)는, 증발기(11, 21)로 온해수와의 열교환을 거쳐 고온이고 또한 기액 혼상 상태가 된 작동 유체를 기상분과 액상분으로 나누는 공지의 장치이며, 상세한 설명을 생략한다. 작동 유체는, 이 기액 분리기(15, 25) 내에서 기상분과 액상분으로 나뉘고, 터빈(12, 22) 입구 측과 연통되는 관로를 통해 기상의 작동 유체가 터빈(12, 22)으로 향한다.
한편, 액상의 작동 유체는, 기액 분리기(15)의 액상 작동 유체 출구 측과 증발기(11, 21) 입구 측을 연통시키는 관로를 거쳐, 도중에 보조 펌프(16, 26)에 의한 가압을 받으면서, 증발기(11, 21)의 입구 측을 향해 펌프(14, 24)로부터 증발기(11, 21)에 향하는 작동 유체와 합류하여, 증발기(11, 21)에 유입되게 된다.
기액 분리기(15, 25)를 설치하여, 증발기(11, 21)를 나온 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상분을 터빈(12, 22)에 향하게 하는 한편, 액상분을 증발기 입구 측에 환류시킴으로써, 터빈 측으로 향하는 작동 유체의 유량을 기액 분리기를 설치하지 않는 경우의 증기 동력 사이클부와 동일하게 한 경우, 기액 분리기(15, 25)에서 그대로 증발기 입구 측으로 향하는 액상 작동 유체의 분만큼, 증발기(11, 21)에 도입되는 작동 유체의 전체 유량을 늘릴 수 있게 된다. 또한, 기액 분리기(15, 25)로 분리한 액상 작동 유체를 보조 펌프(16, 26)를 사용하여 증발기 입구 측으로 순환시킴으로써, 증발기(11, 21) 내의 작동 유체의 유속(流速)을 상승시킬 수 있다.
특히, 크로스 플로우형의 열교환기로 이루어지는 증발기의 경우, 상하 방향의 유로를 흐르는 작동 유체의 유속이 낮으면, 유동에 있어서 중력이 지배적으로 이루어지므로, 작동 유체와 직교하는 방향으로 유통하는 고온 유체로서의 해수의, 유로 입구 측에서부터 출구 측에 걸친 온도 분포의 영향을 충분히 완화할 수 없고, 작동 유체의 열교환에 있어서 그 유로에서의 해수 유통 방향의 불균형이 현저해져, 증발에 따른 성능이 저하되게 된다. 이에 대하여, 보조 펌프(16, 26)를 사용함에 따라, 증발기(11, 21) 내의 작동 유체 유속을 상승시킴으로써, 작동 유체를 강제적으로 유동, 대류되게 하여, 열교환을 균형화하여 증발을 촉진시켜, 성능 저하를 방지할 수 있고, 증발기로서 충분한 능력을 발휘시킬 수 있다.
이 외에, 기액 분리기(15, 25)로 분리한 고온의 액상 작동 유체를 증발기(11, 21)에 환류시킴으로써, 증발기 입구에서의 작동 유체 전체의 온도가 상승하는 만큼, 증발기(11, 21)에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 감소시킬 수 있어, 증발기의 성능(총괄 열전달계수)도 상대적으로 향상시킬 수 있고, 열손실을 억제하여 열효율을 높일 수 있다..
또한, 기액 분리기(15, 25)로 분리된 액상 작동 유체의, 보조 펌프(16, 26)에 의한 송출량을 변경함으로써, 액상 작동 유체의 증발기(11, 21)로의 유입 상태를 조정할 수 있게 된다. 이에 따라, 증발기(11, 21)에서의 작동 유체 전체의 증발 상태를 변화시킬 수 있고, 증기 동력 사이클부(10, 20)에 대한 부하 변동이나 계절 변화 등에 의한 열원 온도의 변동에 대응하여, 보조 펌프(16, 26)에 의한 액상 작동 유체의 송출량 조정을 행하면, 증발기(11, 21)에서의 작동 유체의 증발 상태를 최적의 상태로 제어할 수 있고, 시스템의 가동 상태의 안정화를 도모할 수 있는 외에, 증발기(11, 21)를 나온 기상분의 작동 유체의 건조도의 조정도 행할 수 있고, 건조도를 높여 터빈 효율의 개선도 도모할 수 있다.
상기 보조 펌프(16, 26)는, 통상, 증기 동력 사이클부(10, 20)의 사이클 동작의 사이는 항상 동작시키는 구성으로 하고 있지만, 그 외에, 초기 기동 시 등의 필요한 시기에만 동작시키도록 해도 되고, 증기 동력 사이클부의 정상 동작 상태 등, 액상 작동 유체의 유로에서의 기액 분리기(15, 25)로와 증발기(11, 21) 입구 측과의 사이에 충분한 압력차가 발생하여 있는 경우에는, 동작시키지 않아도 액상 작동 유체를 적절히 증발기 입구 측으로 환류시킬 수 있고, 보조 펌프를 동작시키지 않는 만큼, 자체 소비 동력을 억제된다.
다음에, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 동작 상태에 대하여 설명한다. 전제로서, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 바다의 표층으로부터 고온 유체로서의 온해수를, 또한, 바다의 소정 깊이 위치로부터 저온 유체로서의 냉해수를, 각각 소정의 유량을 확보하면서 취수하여, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에 각각 도입하고, 또한, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에서는, 그 주위의 2개의 영역(34, 35)에 각각 존재하는 해수에, 수두 차로서의 수위 차를 부여함으로써, 한쪽의 영역(34)에서, 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)를 거쳐, 다른 쪽의 영역(35)으로 향하는 해수의 흐름이 생기고, 열교환기 본체(30)에 있어서 작동 유체와 해수와의 열교환을 같은 조건 하에서 계속할 수 있는 상태에 있는 것으로 한다.
제1 증기 동력 사이클부(10)에 있어서는, 증발기(11)가, 고온 유체로서 펌프(37)로 가압되고 영역(34)을 거쳐 도입되는 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 열교환기 본체(30)로 열교환시킨다. 이 열교환으로 가열된 작동 유체는, 증발하여 증발기(11) 밖으로 나오려고 하지만, 작동 유체는 포화 증기가 아니라, 액상분을 포함한 습기 증기가 되어 있다. 이 기액 혼상(混相) 상태의 고온 작동 유체는, 상부의 작동 유체의 관로(31b)를 거쳐 증발기(11) 밖으로 나와, 기액 분리기(15)에 도달한다. 기액 분리기(15)로 작동 유체는 기상분과 액상분으로 나뉘고, 기상의 작동 유체는 터빈(12)으로 향한다.
기액 분리기(15)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 기액 분리기(15) 도입 전의 작동 유체와 비교하여 건조도가 높아져 있으며, 이 작동 유체가 터빈(12)에 이르러 이것을 작동시키고, 이 터빈(12)에 의해 발전기(51)가 구동되고, 열에너지가 사용 가능한 동력, 또한 전력으로 변환된다. 이렇게 하여 터빈(12)에서 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 감소시킨 상태가 된다. 그리고, 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체는, 응축기(13)에 도입된다.
응축기(13)에서는, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 응축기(23)를 이루는 인접한 영역(34) 측의 열교환기 본체(30)를 먼저 통과한 다음에 이 응축기(13)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)에 도입된 냉해수와, 위쪽의 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각된 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(13)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30)에서 작동 유체의 관로(31a)를 거쳐 응축기(13) 밖으로 배출된다. 응축기(13)를 나온 액상의 작동 유체는 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(10) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는, 펌프(14)를 경유하여 가압된 후에, 증발기(11)를 향해 진행하게 된다.
또한, 기액 분리기(15)로 기상분과 분리된 고온 액상의 작동 유체는, 증발기(11) 입구 측으로 향하는 관로를 진행하여, 펌프(14)로부터 나온 작동 유체와 함께 증발기(11)에 도입되게 된다.
이렇게 하여, 작동 유체는 증발기(11) 내에 복귀하고, 이 후에도 상기와 마찬가지로 증발기(11)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)에 있어서는, 증발기(21)로, 고온 유체로서 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)를 이루는, 영역(34) 측의 열교환기 본체를 통과한 후의 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 이 증발기(21)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)로 열교환시킨다. 여기서 가열된 작동 유체는, 그 대부분이 증발함에 따라, 액적을 포함한 상태의 기액 혼상류가 된다. 이 혼상 상태의 고온 작동 유체는, 상부의 작동 유체의 관로(31b)를 거쳐 이 증발기(21) 밖으로 나와, 기액 분리기(25)에 도달한다. 기액 분리기(25)에 의해 작동 유체는 기상분과 액상분으로 분리되고, 기상의 작동 유체는 터빈(22)으로 향한다.
기액 분리기(25)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 기액 분리기(25) 도입 전의 작동 유체와 비교하여 건조도가 높아져 있으며, 이 작동 유체가 터빈(22)에 도달하여 이를 작동시키고, 이 터빈(22)에 의해 발전기(52)가 구동되고, 상기 터빈(12) 및 발전기(51)의 경우와 마찬가지로, 열에너지가 최종적으로 전력으로 변환된다. 이렇게 하여 터빈(22)에서 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 저감시킨 상태가 되어, 터빈(22)을 나온 후, 응축기(23)에 도입된다.
응축기(23)에서는, 저온 유체로서 펌프(38)로 가압되고 또한 영역(34)을 거쳐 열교환기 본체(30)에 도입된 온도의 낮은 냉해수와, 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각되어, 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(23)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30) 아래의 작동 유체의 관로(31a)로부터 응축기(23) 밖으로 배출된다. 응축기(23)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(20) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는, 펌프(24)를 경유하여 가압된 후에, 증발기(21)를 향해 진행하게 된다.
또한, 기액 분리기(25)로 기상분과 분리된 고온 액상의 작동 유체는, 증발기(21 )입구 측으로 향하는 관로를 진행하여, 펌프(24)를 나온 작동 유체와 함께 증발기(21)에 도입되게 된다.
이렇게 하여 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체는, 모두 증발기(21) 내에 복귀하고, 상기와 마찬가지로 증발기(21)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
응축기(23)와 응축기(13)에서의 각각의 열교환에 연속 사용된 저온 유체로서의 해수는, 작동 유체로부터의 열을 받아 소정 온도까지 승온되어 있다. 이 해수는 응축기(13)의 밖의 영역(35)으로 배출된 후, 이 영역(35)에 통하는 구획벽(36)의 개구부로부터 외부로 유출되고, 최종적으로 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
마찬가지로, 증발기(11)와 증발기(21)에서의 각 작동 유체와의 열교환에 따라, 온도가 내려간 고온 유체로서의 해수도, 증발기(21)에서의 열교환 후에 영역(35)을 거쳐 구획벽(36)의 개구부로부터 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
한편, 펌프(37, 38)의 동작에 따라, 새로운 해수가 구획벽(36)의 개구부로부터 영역(34)에 들어와, 증발기(11)이나 응축기(23)를 이루는 각각의 열교환기 본체(30)에서의 열교환에 제공되게 되어, 상기한 각 과정이 시스템을 사용하는 동안, 즉 2개의 증기 동력 사이클부(10, 20)로 각각 증기 동력 사이클 동작을 계속하는 동안, 반복된다.
상기 제1 실시형태 마찬가지로, 고온 유체나 저온 유체는 매우 대량으로 존재하는 해수이므로, 열교환 후의 해수가 외부의 바다 속으로 확산한 후의, 해수 전체에 대한 열교환 후의 해수가 보유하는 열의 영향, 즉 확산 후의 해수 전체의 온도 변화는 거의 무시할 수 있어, 열교환 계속에 따라 열교환기 본체(30)에 순차적으로 신규로 도입되는 고온 유체 또는 저온 유체로서의 해수에는 온도 변화는 발생하지 않고, 열교환 개시 당초와 같은 온도 조건 하에서 계속하여 열교환을 행할 수 있고 볼 수 있다.
이와 같이, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)에서의 증발기(11, 21)를 나온 작동 유체를 기액 분리기(15, 25)로 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 터빈(12, 22)으로 향하게 하는 한편, 액상의 작동 유체를 증발기(11, 21) 입구 측으로 향하게 함으로써, 증발기(11, 21)에 고온의 액상 작동 유체가 환류되어, 증발기 입구에서의 작동 유체 전체의 온도가 상승하게 되어, 증발기(11, 21)에서의 열교환을 더 고온 측에서 행할 수 있고, 작동 유체가 온도 상승하는 분, 증발기(11, 21)에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기(11, 21)에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있는 등, 시스템 전체에서 열손실을 억제하여 열효율을 높일 수 있다.
또한, 기액 분리기(15, 25)로 분리된 액상의 작동 유체의, 증발기(11, 21)로의 유입 상태를 보조 펌프(16, 26)로 조정함으로써, 증발기(11, 21)에서의 작동 유체의 증발 상태를 변화시킬 수 있고, 증기 동력 사이클부(10, 20)에 대한 부하나 계절 변화 등에 의한 열원 온도의 변동에 대응하여, 시스템의 가동 상태의 안정화를 도모할 수 있다.
그리고, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 기액 분리기(15, 25)로부터 증발기(11, 21) 입구 측으로 향하는 고온 액상 작동 유체의 유로에 보조 펌프(16, 26)를 설치하는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 도 13에 나타낸 바와 같이, 기액 분리기(15, 25)에서 증발기(11, 21) 입구 측으로 향하는 고온 액상 작동 유체의 유로에는 펌프 등을 설치하지 않는 구성으로 하는 것도 가능하며, 기액 분리기(15, 25)로 증발기(11, 21) 입구 측과의 사이의 압력차가 충분히 크게, 또한 상기 유로의 압력 손실이 작은 경우에는, 펌프 등에 의한 가압을 수반하지 않아도, 작동 유체를 증발기 입구 측에 확실하게 도달시킬 수 있다. 또한, 보조 펌프(16, 26)를 설치하는 대신에, 기액 분리기(15, 25)의 설치 위치를 증발기(11, 21)에 비해 높게 하고, 액 높이에 의해 압력차를 확보하는 구성으로 하거나, 기동 시에는, 응축기(13, 23)를 나온 작동 유체를 증발기(11, 21)에 송출하는 펌프(14, 24)의 유량을 줄여 전량이 증발하도록 하고, 압력차가 발생하면 펌프(14, 24)에서의 작동 유체의 유량을 증가시킨다는 조정 방법을 채용할 수도 있다.
(본 발명의 제4 실시형태)
본 발명의 제4 실시형태를 도 14에 기초하여 설명한다.
상기 도 14에 있어서 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템(4)은, 상기 제3 실시형태 마찬가지로, 기액 분리기(15, 25)를 각각 가지고 이루어지는 증기 동력 사이클부(10, 20)를 구비하는 한편, 상이한 점으로서, 상기 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 기액 분리기(25)에서 증발기(21)의 입구 측으로 향하는 액상 작동 유체를, 제2 증기 동력 사이클부(20)보다 고온 유체를 유통시키는 순서가 앞이 되는, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 펌프(14)의 출구에서 증발기(11)로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 재생 열교환기(42)가 설치되는 구성을 가지는 것이다.
상기 재생 열교환기(42)는, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 응축기(13)로부터 펌프(14)를 거쳐 증발기(11)로 향하는, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되는 작동 유체와, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 기액 분리기(25)에 의해 기상의 작동 유체와 분리된 고온 액상의 작동 유체를 열교환시키는 열교환기이며, 상기 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23) 각각의 열교환기 본체(11b, 14b)와 동일한 구조가 되어 이루어지며, 상세한 설명은 생략한다.
이 재생 열교환기(42)에서는, 기액 분리기(25)의 작동 유체 유출구(11d)에 통하는 고온 액상 작동 유체 측의 지류로(支流路)(1b)가 증발기(21) 입구 측과 배관 접속되어 있고, 재생 열교환기(42)를 나온 액상의 작동 유체가 증발기(21)에 도입되는 구성이다.
다음에, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템의 동작 상태에 대하여 설명한다. 전제로서, 상기 제1 실시형태 마찬가지로, 바다의 표층으로부터 고온 유체로서의 온해수를, 또한, 바다의 소정 깊이 위치로부터 저온 유체로서의 냉해수를, 각각 소정의 유량을 확보하면서 취수하여, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에 각각 도입하고, 또한, 증발기(11, 21)나 응축기(13, 23)에서는, 그 주위의 2개의 영역(34, 35)에 각각 존재하는 해수에, 수두 차로서의 수위 차를 부여함으로써, 한쪽의 영역(34)에서, 각각의 열교환기 본체(30)의 제2 유로(30c)를 거쳐, 다른 쪽의 영역(35)으로 향하는 해수의 흐름이 생기고, 열교환기 본체(30)에 있어서 작동 유체와 해수와의 열교환을 동일 조건 하에서 계속할 수 있는 상태에 있는 것으로 한다.
제1 증기 동력 사이클부(10)에 있어서는, 증발기(11)가, 고온 유체로서 펌프(37)로 가압되고 영역(34)을 거쳐 도입되는 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 열교환기 본체(30)로 열교환시킨다. 이 열교환으로 가열된 작동 유체는, 증발하여 증발기(11) 밖으로 나오려고 하지만, 작동 유체는 포화 증기가 아니고, 액상분을 포함한 습한 증기가 되어 있다. 이 기액 혼상 상태의 고온 작동 유체는, 상부의 작동 유체의 관로(31b)를 거쳐 증발기(11) 밖으로 나와, 기액 분리기(15)에 도달한다. 기액 분리기(15)에 의해 작동 유체는 기상분과 액상분으로 나뉘고, 기상의 작동 유체는 터빈(12)으로 향한다.
기액 분리기(15)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 기액 분리기(15) 도입 전의 작동 유체와 비교하여 건조도가 높아져 있으며, 이 작동 유체가 터빈(12)에 도달하여 이를 작동시키고, 이 터빈(12)에 의해 발전기(51)가 구동되고, 열에너지가 사용 가능한 에너지에 변환된다. 이렇게 하여 터빈(12)에서 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 감소시킨 상태로 된다. 그리고, 터빈(12)을 나온 기상의 작동 유체는 응축기(13)에 도입된다.
응축기(13)에서는, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 응축기(23)를 이루는, 인접한 영역(34) 측의 열교환기 본체(30)를 먼저 통과한 다음에 이 응축기(13)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)에 도입된 냉해수와, 위쪽의 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각된 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(13)로 응축하여 얻은 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30)에서 작동 유체의 관로(31a)를 거쳐 응축기(13) 밖으로 배출된다. 응축기(13)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(10) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는, 펌프(24)를 경유하여 가압된 후에, 재생 열교환기(42)에 도입된다.
재생 열교환기(42)에서는, 상기 펌프(14)를 나온 액상의 작동 유체와, 상기 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 기액 분리기(25)에 의해 분리된 후의 액상의 작동 유체를 열교환시킴으로써, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 액상 작동 유체를 승온시켜, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체가 보유하는 열을 회수한다. 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 승온된 액상의 작동 유체는, 재생 열교환기(42)를 나온 후, 증발기(11)를 향해 진행하게 된다.
또한, 기액 분리기(15)에 의해 기상분과 분리된 고온 액상의 작동 유체는, 증발기(11) 입구 측으로 향하는 관로를 진행하여, 재생 열교환기(42)로부터 나온 작동 유체와 함께 증발기(11)에 도입되게 된다.
이렇게 하여, 작동 유체는 증발기(11) 내에 복귀하고, 이 후에도 상기와 마찬가지로 증발기(11)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)에 있어서는, 증발기(21)로, 고온 유체로서, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)를 이루는, 영역(34) 측의 열교환기 본체를 통과한 후의 온해수와, 아래쪽의 작동 유체의 관로(31a)로부터 도입되는 모두 액상의 작동 유체를, 이 증발기(21)를 이루는 영역(35) 측의 열교환기 본체(30)로 열교환시킨다. 여기서 가열된 작동 유체는, 그 대부분이 증발함에 따라, 액적을 포함한 상태의 기액 혼상류가 된다. 이 혼상 상태의 고온 작동 유체는 상부의 작동 유체의 관로(31b)를 거쳐 이 증발기(21) 밖으로 나와, 기액 분리기(25)에 도달한다. 기액 분리기(25)에 의해 작동 유체는 기상분과 액상분으로 나뉘고, 기상의 작동 유체는 터빈(22)으로 향한다.
기액 분리기(25)를 나온 고온 기상의 작동 유체는, 기액 분리기(25) 도입 전의 작동 유체와 비교하여 건조도가 높아져 있으며, 이 작동 유체가 터빈(22)에 도달하여 이를 작동시키고, 이 터빈(22)에 의해 발전기(52)가 구동되고, 열에너지가 사용 가능한 에너지에 변환된다. 이렇게 하여 터빈(22)에서 팽창하여 일을 한 기상 작동 유체는, 압력 및 온도를 감소시킨 상태가 되어, 터빈(22)을 나온 후, 응축기(23)에 도입된다.
응축기(23)에서는, 저온 유체로서 펌프(38)로 가압되고, 또한 영역(34)을 거쳐 열교환기 본체(30)에 도입된 온도의 낮은 냉해수와, 작동 유체의 관로(31b)로부터 열교환기 본체(30)에 도입된 기상의 작동 유체가, 열교환용 플레이트(30a)를 통하여 열교환하고, 냉각되어, 기상의 작동 유체는 응축하여 액상으로 변화하게 된다.
응축기(23)로 응축하여 얻어진 액상의 작동 유체는, 열교환기 본체(30) 아래의 작동 유체의 관로(31a)로부터 응축기(23) 밖으로 배출된다. 응축기(23)를 나온 액상의 작동 유체는, 작동 유체로서는 증기 동력 사이클부(20) 내에서 가장 낮은 온도 및 압력이 되어 있다. 이 액상의 작동 유체는 펌프(24)를 경유하여 가압된 후에, 증발기(21)를 향해 진행하게 된다.
또한, 기액 분리기(25)에 의해 기상분과 분리된 고온 액상의 작동 유체는, 증발기(21) 입구 측으로 향하는 관로를 진행하여, 재생 열교환기(42)에 도입된다. 이 재생 열교환기(42)에서는, 상기 기액 분리기(22)로 분리된 후의 고온 액상의 작동 유체와, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 펌프(14)를 나온 액상의 작동 유체를 열교환시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 작동 유체를 승온시킨다.
그리고, 이 재생 열교환기(42)에서의 열교환으로 냉각되는 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체는, 재생 열교환기(42)를 나온 후, 증발기(21) 입구 측으로 향하는 관로를 더 진행하여, 펌프(24)를 나온 작동 유체와 함께 증발기(21)에 도입되게 된다.
이렇게 하여 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체는, 모두 증발기(21) 내에 복귀하고, 상기와 마찬가지로 증발기(21)에서의 열교환 이후의 각 과정을 반복하게 된다.
응축기(23)와 응축기(13)에서의 각각의 열교환에 연속 사용된 저온 유체로서의 해수는, 작동 유체로부터의 열을 받아 소정 온도까지 승온하고 있다. 이 해수는, 응축기(13)의 밖의 영역(35)으로 배출된 후, 이 영역(35)에 통하는 구획벽(36)의 개구부로부터 외부에 유출되고, 최종적으로 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
마찬가지로, 증발기(11)와 증발기(21)에서의 각 작동 유체와의 열교환에 따라, 온도가 낮아진 고온 유체로서의 해수도, 증발기(21)에서의 열교환 후에 영역(35)을 거쳐 구획벽(36)의 개구부로부터 시스템 외부의 바다 속으로 방출되어, 확산하여 간다.
한편, 펌프(37, 38)의 동작에 따라, 새로운 해수가 구획벽(36)의 개구부(36a)로부터 영역(34)으로 들어와, 증발기(11)이나 응축기(23)를 이루는 각각의 열교환기 본체(30)에서의 열교환에 제공되게 되어, 상기한 각 과정이 시스템의 사용 중에, 즉 2개의 증기 동력 사이클부(10, 20)로 각각 증기 동력 사이클 동작을 계속하는 동안, 반복된다.
상기 제1 실시형태 마찬가지로, 고온 유체나 저온 유체는, 매우 대량으로 존재하는 해수이므로, 열교환 후의 해수가 외부의 바다 속으로 확산한 후의, 해수 전체에 대한 열교환 후의 해수가 보유하는 열의 영향, 즉 확산 후의 해수 전체의 온도 변화는 거의 무시할 수 있어 열교환 계속에 따라 열교환기 본체(30)에 순차적으로 신규로 도입되는, 고온 유체 또는 저온 유체로서의 해수에는 온도 변화는 발생하지 않고, 열교환 개시 당초와 같은 온도 조건 하에서 계속하여 열교환을 행할 수 있다고 볼 수 있다.
이와 같이, 본 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)에서의 증발기를 나온 작동 유체를 기액 분리기로 기상분과 액상분으로 분리하고, 액상의 작동 유체를 증발기 입구 측으로 향하게 하는 중, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 기상 분리기(25)에 의해 분리된 후의 액상의 작동 유체와, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 펌프(14) 출구에서 증발기(11)로 향하는 작동 유체를 재생 열교환기(42)로 열교환시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 액상 작동 유체를 승온시켜, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체가 보유하는 열을 회수하므로, 증기 동력 사이클부(10, 20) 사이에서의 작동 유체끼리의 열교환으로 시스템 전체에서의 열손실을 억제되는 외에, 특히 제2 증기 동력 사이클부(20)에서는, 증발기(21)의 전단의 재생 열교환기(42)에서 미리 작동 유체가 온도 상승하는 만큼, 증발기(21)에서의 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환을 줄여, 증발기(21)에서의 작동 유체로의 열전달의 효율을 향상시킬 수 있고, 시스템 전체로서 열효율을 높일 수 있다..
그리고, 상기 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 기상 분리기(25)에 의해 분리된 후의 액상의 작동 유체와, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 펌프(14) 출구에서 증발기(11)에 향하는 액상의 작동 유체를, 재생 열교환기(42)로 열교환시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 액상 작동 유체를 승온시켜, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체가 보유하는 열을 회수하는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 도 15에 나타낸 바와 같이, 복수의 증기 동력 사이클부 중, 고온 유체가 증발기에 유통하는 순서가 가장 앞이 되는 증기 동력 사이클부, 즉 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 기상 분리기(15)에 의해 분리되어 증발기(11) 입구 측으로 향하는 액상의 작동 유체와, 이 제1 증기 동력 사이클부(10)보다 고온 유체를 증발기에 유통하는 순서가 뒤가 되는 증기 동력 사이클부, 즉 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 펌프(24)를 나온 액상의 작동 유체를 열교환시키는 다른 재생 열교환기(44)를 설치하고, 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 액상 작동 유체를 승온 시켜, 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 액상 작동 유체가 보유하는 열을 회수하는 구성으로 하는 것 도할 수 있어, 상기와 마찬가지로 열사이클 효율을 높일 수 있다.
또한, 상기 제4 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 기액 분리기(15, 25)에서 증발기(11, 21) 입구 측으로 향하는 고온 액상 작동 유체의 유로에 보조 펌프(16, 26)를 설치하는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 도 16에 나타낸 바와 같이, 기액 분리기(15, 25)에서 증발기(11, 21) 입구 측으로 향하는 고온 액상 작동 유체의 유로에는 펌프 등을 설치하지 않는 구성으로 할 수수 있어, 기액 분리기(15, 25)로 증발기(11, 21) 입구 측과의 사이의 압력차가 충분히 크고, 또한 재생 열교환기(42)를 거쳐 증발기(21) 입구 측에 액상 작동 유체가 도입되는 상황에서도, 충분히 압력 손실이 작은 경우에는, 펌프 등에 의한 가압을 수반하지 않아도, 작동 유체를 증발기 입구 측으로 확실하게 도달시킬 수 있다.
또한, 상기 제1 내지 제4 각각의 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 복수 단 설치되는 증기 동력 사이클부(10, 20)로, 각각의 증발기(11, 21)에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 접속할 때의, 고온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 순서와 각각의 응축기(13, 23)에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 접속할 때의, 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부(10, 20)의 순서는, 서로 역순이 되도록 설정되는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가, 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 동순이 되는 접속 설정으로 되는 구성으로 할 수도 있어, 고온 유체나 저온 유체의 시스템으로의 도입 위치와, 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기나 응축기의 배치에 따라, 고온 유체나 저온 유체가 무리 없이 증발기 또는 응축기에 도입 가능하도록 적절히 설정해도 된다.
또한, 상기 제1 내지 제4 각각의 실시형태에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 있어서는, 복수 단 설치되는 증기 동력 사이클부(10, 20) 중 어느 하나라도, 같은 종류의 작동 유체를 사용하는 구성으로 하고 있지만, 이에 한정되지 않고, 증기 동력 사이클부가, 그 유통시키는 작동 유체를, 다른 하나 또는 복수의 증기 동력 사이클부에서의 작동 유체와 다른 것으로 하고, 또한 이러한 상이한 작동 유체 사이의 비점의 대소 관계를, 각 작동 유체가 유통하는 증기 동력 사이클부에서의, 열교환 대상의 고온 유체의 온도에 대한 대소 관계에 대응한 것으로서 사용하는 구성으로 할 수도 있어, 각각의 증기 동력 사이클부의 작동 유체가, 각각의 증기 동력 사이클부를 유통하는 고온 유체의 온도 레벨에 따른 비점 등의 특성을 가지도록, 즉 고온 유체의 유통하는 순서가 앞의 증기 동력 사이클부일 수록, 그 증기 동력 사이클부를 유통하는 작동 유체의 비점이 더욱 높은 것이 되도록, 각각의 증기 동력 사이클부의 작동 유체의 종류를 다르게 하여 열교환하는 고온 유체의 온도 영역에 적절히 대응시킴으로써, 작동 유체의 현열 영역에서의 열교환의 비율을 줄여, 열손실을 필요 최소한으로 하여 열에너지를 효율적으로 동력 등으로 변환할 수 있게 된다. 이렇게 하여 작동 유체를 상이하게 하는 경우, 복수의 증기 동력 사이클부의, 고온 유체의 유통하는 순서와 저온 유체의 유통하는 순서는 서로 역순이 되도록 하는 것이 각 작동 유체의 상변화와의 관계상 바람직하다.
실시예
본 발명에 따른 증기 동력 사이클 시스템에 대해, 열이 출입하는 양이나 압력 등의 조건을 사용하여 열효율 등의 성능에 관한 값을 구하고, 얻어진 결과에 대하여, 비교예로서의 종래의 증기 동력 사이클 등의 결과와 비교 평가하여, 유효한 성능 향상이 실현되고 있는지 여부를 검증하였다.
단, 본 발명의 증기 동력 사이클 시스템에 대한 열효율 등의 성능에 관한 값을 구하는 데 있어서는, 특별히 기재하지 않는 한, 터빈, 펌프 등의 내부 효율, 기계 효율, 열교환기에서의 압력 손실 등은 고려하지 않는다.
(실시예 1)
먼저, 실시예 1로서, 상기 제1 실시형태와 동일한 증기 동력 사이클 시스템, 즉 도 1에 나타낸 바와 같이 증기 동력 사이클부를 2단 구성으로 하여, 고온 유체를 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기에 연속하여 흐르게 하는 동시에, 저온 유체를 각각의 증기 동력 사이클부의 응축기에 연속하여 흘려, 이들 고온 유체나 저온 유체를 각각의 증기 동력 사이클부에서 작동 유체와 열교환하는 것에 대하여, 열효율 등의 값을 산출하였다. 계산 시에는, 도 1 중에 나타낸 바와 같이, 사이클의 각 점(1∼4, 5∼8)에서의 작동 유체의 압력이나 온도 등의 상태를 나타낸 각종 물성 값을, 증발기나 응축기 등의 열교환기의 전열성능, 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체의 온도 조건 등, 현실의 환경에 기초한 가정 값을 사용하여 산출한 후에, 사이클의 열효율 등의 각 값을 계산하여 구하게 된다.
이 실시예 1의 증기 동력 사이클에 관한 주요한 조건으로서는, 각각의 증기 동력 사이클부의 작동 유체에 암모니아를 사용하고, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSI는 28℃, 출구 온도 TWSM은 26℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 증발기 출구(점 4) 온도 T4는 24℃로 설정하였다. 또한, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSM은 26℃, 출구 온도 TWSO는 24℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 증발기 출구(점 8) 온도 T8은 22℃로 설정하였다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSI는 4℃, 출구 온도 TCSM은 7℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 6) 온도 T6은 9℃로 설정하였다. 또한, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSM은 7℃, 출구 온도 TCSO는 10℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 2) 온도 T2는 12℃로 설정하였다.
또한, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 작동 유체의 유량 GWF1은, 65.2t/h로 하고 있다. 그리고, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체의 유량 GWF2는 64.6t/h로 하고 있다. 또한, 고온 유체의 유량 GWS는 10000t/h로 하고, 저온 유체의 유량 GCS는 6390t/h로 하고 있다.
이러한 증기 동력 사이클의 각 점(1∼4, 5∼8)에서의 작동 유체의 압력 P, 온도 T, 비엔탈피 h 등의 각각의 조건 값을 표 1에 나타낸다.
[표 1]
Figure pct00001
또한, 비교예로서, 종래의 카운터 플로우형의 열교환기를 증발기나 응축기로서 사용한 랭킨 사이클에 의한 단단(도 17 참조; 비교예 1) 및 2단 구성(비교예 2)의 각 시스템, 및 실시예와 같은 증기 동력 사이클부를 단단 구성으로 한 것(비교예 3)에 대해서도, 상기 실시예 1와 마찬가지로, 사이클의 각 점(1∼4, 5∼8)에서의 작동 유체의 압력, 온도 등의 상태를 구하여, 또한 사이클의 열효율을 얻는다.
그리고, 고온 유체나 저온 유체의 온도 조건, 작동 유체의 사이클 각각의 점에서의 온도에 대해서는, 단단의 랭킨 사이클의 경우에, 작동 유체의 증발기 출구 온도가 22℃가 되는 점을 제외하고, 상기 실시예 1의 본 발명에 따른 장치의 설정 값과 같다.
이러한 비교예의 사이클 각 점에서의 조건 값에 대해서도, 실시예 1의 경우와 마찬가지로 표에 나타낸다. 이 중, 비교예 1 및 비교예 2의 각각의 조건 값은 표 2에 나타내고, 비교예 3에 대해서는, 실시예 1의 각각의 값과 함께 표 1에 나타내고 있다.
[표 2]
Figure pct00002
상기 표 1에서 나타낸 열원의 각각의 유체나 작동 유체의 조건 값으로부터, 실시예 1의 사이클의 열효율 ηth는,
ηth=(WT-WPWF)/QE ={(WT1＋WT2)-(WPWF1＋WPWF2)}/(QE1＋QE2)
여기서, 터빈 출력 WT=WT1＋WT2=GWF1(h4-h1)＋GWF2(h8-h5)=65.2×103 (1626.0×103-1577.1×103)/3600＋64.6×103(1624.7×103-1570.9×103)/3600=6663.8×106/3600
또한, 펌프 동력 WPWF=WPWF1＋WPWF2=GWF1(h3-h2)＋GWF2(h7-h6)=65.2×103(399.6×103-399.1×103)/3600＋64.6×103(385.5×103-385.0×103)/3600=64.9×106/3600
또한, 증발기 열교환량 QE=QE1＋QE2=GWSCpWS(TWSM-TWSI)＋GWSCpWS(TWSO-TWSM)=GWSCpWS(TWSO-TWSI)=10000×103·4.0×103(28-24)/3600=160000×106/3600
으로부터,
ηth=(6663.8-64.9)/160000=0.0412
따라서, 실시예 1의 사이클 열효율은 4.12%이다.
또한, 고온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPWS는, 제1 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE1이, 증발기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.341m/s, 유로 길이 0.70m에서 11.0kPa가 되고, 제2 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE2가, 증발기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.341m/s, 유로 길이 0.70m에서 11.3kPa가 되므로, 2단의 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE가, dPE=dPE1＋dPE2=11.0＋11.3=22.3[kPa]로 산정됨으로써, 입(入)열량비의 형태로 다음과 같이 구해진다.
WPWS/QE=GWS /ρWS·dPE·QE=GWS /ρWS·dPE·{GWSCpWS(TWSO-TWSI)}=dPE/{ρWS·CpWS(TWSO-TWSI)}=22.3×103/{1.023×103·4.0×103(28-24)}
=0.0014
따라서, 고온 유체용 펌프의 자체 소비 동력(입열량비)은 0.14%가 된다.
또한, 저온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPCS는, 제1 증기 동력 사이클부에서의 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC1가 응축기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 저온 유체 유속 0.430m/s, 유로 길이 0.70m에서 17.2kPa가 되고, 제2 증기 동력 사이클부에서의 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC2가 응축기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 저온 유체 유속 0.430m/s, 유로 길이 0.70m에서 18.3kPa가 되므로, 2단의 증기 동력 사이클부에서의 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC가, dPC=dPC1＋dPC2=17.2＋18.3=35.5[kPa]로 산정됨으로써, 입열량비의 형태로 다음과 같이 구해진다.
WPCS/QE=GCS/ρCS·dPC·QE=GCS/ρCS·dPC·{GWSCpWS(TWSO-TWSI)}=6390×103·35.5×103/{1.027×103·10000×103·4.0×103(28-24)}
=0.0014
따라서, 저온 유체용 펌프의 자체 소비 동력(입열량비)은 0.14%가 된다.
또한, 작동 유체용 펌프의 펌프 동력, 즉 자체 소비 동력 WPWF를 입열량비의 형태로 구하면,
WPWF/QE=(WPWF1＋WPWF2)/QE={GWF1(h3-h2)＋GWF2(h7-h6)}/{GWSCpWS(TWSO-TWSI)}={65.2×103(399.6×103-399.1×103)/3600＋64.6×103(385.5×103-385.0×103)/3600}/{10000×103·4.0×103(28-24)/3600}
=0.0003
따라서, 작동 유체용 펌프의 자체 소비 동력(입열량비)은 0.03%가 된다.
이들로부터, 자체 소비 동력의 터빈 출력에 대한 비율은,
(WPWS＋WPCS＋WPWF)/WT
=(0.0014＋0.0014＋0.0003)/0.0416
=0.075
즉, 7.5%가 된다.
또한, 자체 소비 동력을 고려한 열효율은,
η={WT-(WPWS＋WPCS＋WPWF)}/QE
=0.0416-(0.0014＋0.0014＋0.0003)
=0.0384
즉, 3.84%가 된다.
한편, 비교예로서의 각 사이클 시스템에 대해서도, 상기 실시예의 경우와 동일한 절차로, 상기 표 1, 표 2에 나타낸 각각의 조건 값에 기초하여, 사이클의 열효율 ηth, 고온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPWS, 저온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPCS, 작동 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPWF, 자체 소비 동력의 터빈 출력에 대한 비율, 및 자체 소비 동력을 고려한 열효율을 구하였다.
단, 비교예 1의, 종래의 카운터 플로우형 열교환기를 사용한 단단의 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE는, 증발기의 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.637m/s, 유로 길이 1.80m에서 38.6kPa이 되고, 이것을 사용하여 상기와 마찬가지로 고온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPWS를 구한다. 또한, 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC는, 응축기의 성능 실측 값으로부터, 저온 유체 유속 0.517m/s, 유로 길이 1.20m에서 26.4kPa이 되고, 이것을 사용하여 상기와 마찬가지로 저온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPCS를 구한다.
또한, 비교예 2의, 종래의 카운터 플로우형 열교환기를 사용한 2단의 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE는, 제1 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE1가, 증발기의 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.776m/s, 유로 길이 1.80m에서 51.7kPa이 되고, 제2 증기 동력 사이클부에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE2가, 증발기의 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.776m/s, 유로 길이 1.80m에서 52.7kPa이 되므로, 고온 유체 압력 손실 dPE가, dPE=dPE1＋dPE2=51.7＋52.7=104.4[kPa]로 산정되어 이것을 사용하여 상기와 마찬가지로 고온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPWS를 구한다. 동일하게, 2단의 증기 동력 사이클부에서의 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC는, 제1 증기 동력 사이클부에서의 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC1이, 응축기의 성능 실측 값으로부터, 저온 유체 유속 0.940m/s, 유로 길이 1.20m에서 59.4kPa이 되고, 제2 증기 동력 사이클부에서의 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC2가, 응축기의 성능 실측 값으로부터, 저온 유체 유속 0.940m/s, 유로 길이 1.20m에서 62.2kPa이 되므로, 저온 유체 압력 손실 dPC가, dPC=dPC1＋dPC2=59.4＋62.2=121.6[kPa]로 산정되어 이것을 사용하여 상기와 마찬가지로 저온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPCS를 구한다.
부가하여, 비교예 3의, 실시예와 같은 증기 동력 사이클부를 단단 구성으로 한 시스템에서의 증발기의 고온 유체 압력 손실 dPE는, 증발기의 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.221m/s, 유로 길이 0.70m에서 6.2kPa이 되고, 이것을 사용하여 상기와 마찬가지로 고온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPWS를 구한다. 또한, 응축기의 저온 유체 압력 손실 dPC는, 응축기의 성능 실측 값으로부터, 저온 유체 유속 0.223m/s, 유로 길이 0.70m로 7.5kPa로 되고, 이것을 사용하여 상기와 마찬가지로 저온 유체용 펌프의 자체 소비 동력 WPCS를 구한다.
이렇게 하여, 상기 실시예 및 비교예에 대하여, 열효율 그 외의 값을 산출한 결과를 상기 표 1, 표 2에 상기 각각의 조건 값과 함께 나타낸다.
이들 표 1 및 표 2의 산출 결과로부터, 실시예 1의 증기 동력 사이클 시스템에서는, 고온 유체나 저온 유체의 펌프에서의 자체 소비 동력이 비교예 2에 비해 작은 것으로 되어 있고, 2개의 증기 동력 사이클부에서의 증발기나 응축기로서 각각 크로스 플로우형의 열교환기를 사용하고 또, 증발기끼리나 응축기끼리를 적절히 배열하여 배치함으로써, 압력 손실이 저하되어 있음이 분명하다. 또한, 이로써, 실시예 1의 경우에서의, 자체 소비 동력을 고려한 열효율은, 각각의 비교예의 것보다 향상되어 있고, 복수 단화에 의한 효율 향상을, 열교환기 등의 개량에 의해 현실적인 것으로 하고 있음을 알 수 있다.
이상으로부터, 실시예 1의 증기 동력 사이클 시스템은, 현실적인 조건 하에서, 종래의 열교환기를 증발기 및 응축기로서 사용한 랭킨 사이클에 의한 시스템보다, 우수한 효율을 얻을 수 있고, 크로스 플로우형 열교환기를 채용한 증기 동력 사이클부를 복수 단화함으로써, 열원인 고온 유체와 저온 유체의 온도차를 더 유효하게 이용할 수 있음이 분명하다.
(실시예 2)
이어서, 실시예 2로서, 상기 제2 실시형태와 동일한 증기 동력 사이클 시스템, 즉 도 9에 나타낸 바와 같이, 증기 동력 사이클부를 2단 구성으로 하여, 고온 유체를 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기에 연속하여 흐르게 하는 동시에, 저온 유체를 각각의 증기 동력 사이클부의 응축기에 연속하여 흘려, 이들 고온 유체나 저온 유체를 각각의 증기 동력 사이클부에서 작동 유체와 열교환하는 것에 더하여, 제1 증기 동력 사이클부(10)에서의 터빈 출구에서 응축기로 향하는 작동 유체와 제2 증기 동력 사이클부(20)에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체를, 예열용 열교환기(41)로 열교환시키는 것에 대하여, 열효율 등의 값을 산출하였다. 계산 시에는, 도 9 중에 나타낸 바와 같이, 사이클의 각 점(1-9-2-3-4, 5-6-7-10-8)에서의 작동 유체의 압력이나 온도 등의 상태를 나타낸 각종 물성 값을, 증발기나 응축기 등의 열교환기의 전열 성능, 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체의 온도 조건 등, 현실의 환경에 기초한 가정 값을 사용하여 산출한 후에, 사이클의 열효율 등의 각 값을 계산하여 구하게 된다.
이 실시예 2의 증기 동력 사이클에 관한 주요한 조건으로서는, 각각의 증기 동력 사이클부의 작동 유체에 펜탄을 사용하고, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSI는 28℃, 출구 온도 TWSM는 26℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 증발기 출구(점 4) 온도 T4는 24℃로 설정하였다. 또한, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSM은 26℃, 출구 온도 TWSO는 24℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 증발기 출구(점 8) 온도 T8은 22℃로 설정하였다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSI는 4℃, 출구 온도 TCSM은 7℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 6) 온도 T6은 9℃로 설정하였다. 또한, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSM은 7℃, 출구 온도 TCSO는 10℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 2) 온도 T2는 12℃로 설정하였다.
또한, 예열용 열교환기(41)에서의 제1 증기 동력 사이클부(10) 측의 작동 유체의 입구 온도 T1은 13.8℃, 출구 온도 T9는 12℃로 하고, 이것과 열교환하는 제2 증기 동력 사이클부(20) 측의 작동 유체의 입구 온도 T7은 9.0℃, 출구 온도 T10은 13.6℃로 설정하였다.
또한, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 작동 유체의 유량 GWF1은 203t/h로 하고 있다. 그리고, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 작동 유체의 유량 GWF2는 206t/h로 하고 있다. 또한, 고온 유체의 유량 GWS는 10000t/h로 하고, 저온 유체의 유량 GCS는 6390t/h로 하고 있다.
이러한 증기 동력 사이클의 각 점(1-9-2-3-4, 5-6-7-10-8)에서의 작동 유체의 압력 P, 온도 T, 비엘탈피 h 등의 각각의 조건 값을 표 3에 나타낸다.
[표 3]
Figure pct00003
또한, 비교예로서, 예열용 열교환기에 의한 열회수를 행하지 않는, 상기 실시예 1와 동일한 2단 구성의 증기 동력 사이클 시스템(비교예 4)에 대해서도, 상기 실시예 2와 마찬가지로, 도 1 중에 나타낸 사이클의 각 점(1∼4, 5∼8)에서의 작동 유체의 온도 등의 상태를 구하여, 또한 사이클의 열효율을 얻는다.
그리고, 이 비교예 4의 경우에 사용하는 고온 유체나 저온 유체의 온도 조건, 작동 유체의 사이클 각 점에서의 온도에 대해서는, 예열용 열교환기를 사용하지 않는 관계로, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 작동 유체의 응축기 입구 온도를, 터빈 출구 온도 T1과 같은 13.8℃, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기 입구 온도를, 펌프 출구 온도 T7과 같은 9.0℃로 설정하고 있는 것 외는, 상기 실시예 2의 본 발명에 따른 장치의 설정 값과 같다.
이 비교예 4의 사이클 각 점에서의 조건 값에 대해서도, 상기 표 3에 실시예 2의 경우의 각 값과 함께 나타내고 있다.
상기 표 3에서 나타낸 열원의 각 유체나 작동 유체의 조건 값으로부터, 실시예 2의 사이클의 열효율 ηth는,
ηth=(WT-WPWF)/QE={(WT1＋WT2)-(WPWF1＋WPWF2)}/(QE1＋QE2)
여기서, 터빈 출력 WT=WT1＋WT2=GWF1(h4-h1)＋GWF2(h8-h5)=203×103(338.8×103-323.4×103)/3600＋206×103(335.7×103-318.8×103)/3600=6607.6×106/3600
또한, 펌프 동력 WPWF=WPWF1＋WPWF2=GWF1(h3-h2)＋GWF2(h7-h6)=203×103(-55.6×103＋55.7×103)/3600＋206×103(-62.4×103＋62.4×103)/3600=20.3×106/3600
또한, 증발기 열교환량 QE=QE1＋QE2=GWSCpWS(TWSM-TWSI)＋GWSCpWS(TWSO-TWSM)=GWSCpWS(TWSO-TWSI)=10000×103·4.0×103(28-24)/3600=160000×106/3600
으로부터,
ηth=(6607.8-20.3)/160000=0.0413
따라서, 실시예 2의 사이클 열효율은 4.13%이다.
이에 대하여, 비교예 4로서의 사이클 시스템의 열효율 ηth는,
ηth=(WT-WPWF)/QE={(WT1＋WT2)-(WPWF1＋WPWF2)}/(QE1＋QE2)
여기서, 터빈 출력 WT=WT1＋WT2=GWF1(h4-h1)＋GWF2(h8-h5)=203×103(338.8×103-323.4×103)/3600＋201×103(335.7×103-318.8×103)/3600=6523.1×106/3600
또한, 펌프 동력 WPWF=WPWF1＋WPWF2=GWF1(h3-h2)＋GWF2(h7-h6)=203×103(-55.6×103＋55.7×103)/3600＋201×103(-62.4×103＋62.4×103)/3600=20.3×106/3600
또한, 증발기 열교환량 QE=QE1＋QE2=GWSCpWS(TWSM-TWSI)＋GWSCpWS(TWSO-TWSM)=GWSCpWS(TWSO-TWSI)=10000×103·4.0×103(28-24)/3600=160000×106/3600
으로부터,
ηth=(6523.1-20.3)/160000=0.0407
따라서, 비교예 4의 사이클 열효율은 4.07%이다.
이상으로부터, 실시예 2의 증기 동력 사이클 시스템은 예열용 열교환기를 사용하여 열회수를 행함으로써, 비교예 4의 예열용 열교환기를 사용하지 않는 2단 구성의 경우보다 우수한 열효율의 값을 얻을 수 있고, 예열용 열교환기를 사용함으로써, 열원인 고온 유체와 저온 유체의 온도 차를 더 유효하게 이용할 수 있음을 알 수 있다.
(실시예 3)
다음에, 실시예 3으로서, 상기 제3 실시형태와 동일한 증기 동력 사이클 시스템, 즉 도 13에 나타낸 바와 같이, 증기 동력 사이클부를 2단 구성으로 하는 것에 더하여, 각각의 증기 동력 사이클부가 기액 분리기를 가지고, 증발기를 나온 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 터빈으로 향하게 하는 한편, 액상의 작동 유체를 증발기 입구 측으로 향하게 하는 것에 대해, 증발기의 성능에 관한 각 값을 산출하였다. 계산 시에는, 도 13 중에 나타낸 바와 같이, 사이클의 각 점(1-2-3-11-12-4·13, 5-6-7-14-15-8·16)에서의 작동 유체의 압력이나 온도 등의 상태를 나타낸 각종 물성값을, 증발기나 응축기 등의 열교환기의 전열성능, 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체의 온도 조건 등, 현실의 환경에 기초한 가정 값을 사용하여 산출한 후에, 사이클에서의 증발기의 성능 값을 계산하여 구하게 된다.
이 실시예 3의 증기 동력 사이클에 관한 주요한 조건으로서는, 각각의 증기 동력 사이클부의 작동 유체에 암모니아를 사용하고, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSI은 28℃, 출구 온도 TWSM은 26℃로 하고, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSM은 26℃, 출구 온도 TWSO는 24℃로 하였다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSI는 4℃, 출구 온도 TCSM은 7℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 6) 온도 T6은 9℃로 설정하였다. 또한, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSM은 7℃, 출구 온도 TCSO는 10℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 2) 온도 T2는 12℃로 설정하였다.
또한, 이 실시예 3의 경우, 기액 분리기를 설치하는 관계로, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 작동 유체 측의 입구(점 11) 온도 T11은 15.5℃, 출구(점 12) 온도 T12는 24℃로 하고, 기액 분리기에서 증발기 입구로 향하는 작동 유체의 온도 T13은 24℃로 설정하였다. 또한, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 작동 유체 측의 입구(점 14) 온도 T14는 12.8℃, 출구(점 15) 온도 T15는 22℃로 하고, 기액 분리기로부터 증발기 입구에 향하는 작동 유체의 온도 T16은 22℃로 설정하였다.
또한, 각각의 증기 동력 사이클부에서 기액 분리기로부터 터빈에 향하는 작동 유체의 건조도를 0.6으로 하고 있다.
이러한 실시예 3의 사이클 시스템의 각 점(1-2-3-11-12-4·13, 5-6-7-14-15-8·16)에서의 작동 유체의 압력 P, 온도 T, 비엔탈피 h 등의 각각의 조건 값을 표 4에 나타낸다.
[표 4]
Figure pct00004
또한, 비교예로서, 기액 분리기에 의한 기액 분리를 행하지 않는, 상기 실시예 1과 동일한 증기 동력 사이클부를 단단 구성으로 한 것(비교예 5), 및 상기 실시예 1로 한 2단 구성의 증기 동력 사이클 시스템(비교예 6)에 대해서도, 상기 실시예 3과 마찬가지로, 사이클의 각 점에서의 작동 유체의 압력이나 온도 등의 상태를 구하여, 또한 증발기의 열전달계수 등을 얻는다.
그리고, 고온 유체나 저온 유체의 유량이나 온도 조건에 대해서는, 상기 본 발명에 따른 장치의 설정 값과 같다.
이러한 비교예의 사이클 각 점에서의 조건 값에 대해서도, 실시예 3의 경우와 동일하게 하여, 표 5에 나타낸다.
[표 5]
Figure pct00005
상기 표 4에 나타낸 열원의 각 유체나 작동 유체의 조건 값으로부터, 실시예 3에서의, 증발기에서의 고온 유체와 작동 매체와의 유량비 GWS:GWF1은,
GWS/GWF1=GWS(h12-h11)/QE1=(h12-h11)/CpWS(TWSM-TWSI)
=(1158.0×103-415.7×103)/4.0×103(26-24)
=93
따라서, GWS:GWF1=93:1
이다.
이 실시예 3의 증발기에서의 고온 유체 측의 열전달계수는, 제1와 제2 각각의 증기 동력 사이클부 중 어느 것에서도, 증발기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.530m/s, 작동 유체 측의 질량 유속 16.0kg/m2s인 경우에, 9460W/m2K가 되고, 또한, 마찬가지로, 작동 유체 측의 열전달계수는, 10300W/m2K가 된다. 이들의 값과, 증발기의 고온 유체와 작동 유체를 가로막는 열교환용 플레이트의 열전도율 등의 성능 값이나 오염 계수 등의 조건 값에 기초하여, 증발기의 총괄 열전달계수는 3660W/m2K가 된다.
한편, 상기 표 5에 나타낸 열원의 각 유체나 작동 유체의 조건 값으로부터, 비교예 5로서의 단단 구성의 시스템에서의, 고온 유체와 작동 매체의 유량비 GWS:GWF1은,
GWS/GWF1=GWS(h4-h3)/QE1=(h4-h3)/CpWS(TWSO-TWSI)
=(1624.7×103-399.5×103)/4.0×103(28-24)
=77
따라서, GWS:GWF1=77:1
이다.
이 비교예 5의 증발기에서의 고온 유체 측의 열전달계수는, 증발기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.221m/s, 작동 유체 측의 질량 유속 9.86 kg/m2s의 경우에, 5460W/m2K가 되고, 또한, 마찬가지로, 작동 유체 측의 열전달계수는 3830W/m2K가 된다. 이들의 값과 증발기의 고온 유체와 작동 유체를 가로막는 열교환용 플레이트의 열전도율 등의 성능 값이나 오염 계수 등의 조건 값에 기초하여, 증발기의 총괄 열전달계수는 1940W/m2K가 된다.
또한, 상기 표 5에 나타낸 열원의 각각의 유체나 작동 유체의 조건 값으로부터, 비교예 6로서의 2단 구성의 시스템에서의, 고온 유체와 작동 매체의 유량비 GWS:GWF1은,
GWS/GWF1=GWS(h4-h3)/QE1=(h4-h3)/CpWS(TWSO-TWSI)
=(1626.0×103-399.6×103)/4.0×103(26-24)
=154
따라서, GWS:GWF1=154:1
이다.
이 비교예 6의 증발기에서의 고온 유체 측의 열전달계수는, 제1와 제2 각각의 증기 동력 사이클부 중 어느 것에서도, 증발기의 열교환기 성능 실측 값으로부터, 고온 유체 유속 0.342m/s, 작동 유체 측의 질량 유속 7.70kg/m2s인 경우에, 7340W/m2K가 되고, 또한, 마찬가지로, 작동 유체 측의 열전달계수, 3190W/m2K가 된다. 이들의 값과 증발기의 고온 유체와 작동 유체를 가로막는 열교환용 플레이트의 열전도율 등의 성능 값이나 오염 계수 등의 조건 값에 기초하여, 증발기의 총괄 열전달계수는 1920W/m2K가 된다.
이렇게 하여, 상기 실시예 및 비교예에 대하여, 유량비나 열전달계수의 값을 산출한 결과를, 상기 표 4, 표 5에 상기 각각의 조건 값과 함께 나타낸다.
이들 산출 결과로부터, 실시예 3의 증기 동력 사이클 시스템은 기액 분리기를 사용하여 기액 분리를 행하고 건조도 조정을 행함으로써, 기액 분리기를 사용하지 않는 각 비교예의 구성의 경우보다, 증발기의 열전달계수, 특히 작동 유체 측의 열전달계수를 크게 할 수 있어, 증발기의 성능을 나타내는 총괄 열전달계수가 향상되어 있다. 이렇게 하여, 복수 단 구성의 증기 동력 사이클부에서, 또한 기액 분리기를 사용함으로써, 증발기를 더 유효하게 이용하여, 열전달에서의 손실을 억제할 수 있다는 것을 알 수 있다.
(실시예 4)
또한, 실시예 4로서, 상기 제4 실시형태와 동일한 증기 동력 사이클 시스템, 즉 도 16에 나타낸 바와 같이, 상기 실시예 3와 마찬가지로 증기 동력 사이클부를 2단 구성으로 하고, 각각의 증기 동력 사이클부가 기액 분리기를 가지는 것에 더하여, 제2 증기 동력 사이클부에서의 기상 분리기로 분리된 후의 액상의 작동 유체와 제1 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 액상의 작동 유체를 재생 열교환기로 열교환시키는 것에 대하여, 사이클의 열효율을 산출하였다. 계산시에는, 도 16 중에 나타낸 바와 같이, 사이클의 각 점(1-2-3-17-11-12-4·13, 5-6-7-14-15-8·16-18)에서의 작동 유체의 압력이나 온도 등의 상태를 나타낸 각종 물성 값을, 증발기나 응축기 등의 열교환기의 전열 성능, 열원이 되는 고온 유체나 저온 유체의 온도 조건 등, 현실의 환경에 기초한 가정 값을 사용하여 산출한 후에, 사이클의 열효율 등의 각 값을 계산하여 구하게 된다.
이 실시예 4의 증기 동력 사이클에 관한 주요한 조건으로서는, 각각의 증기 동력 사이클부의 작동 유체에 암모니아를 사용하고, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSI는 28℃, 출구 온도 TWSM은 26℃로 하고, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 고온 유체 측의 입구 온도 TWSM은 26℃, 출구 온도 TWSO는 24℃로 하였다.
한편, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 응축기(23)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSI는 4℃, 출구 온도 TCSM은 7℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 6) 온도 T6은 9℃로 설정하였다. 또한, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 응축기(13)에서의 저온 유체 측의 입구 온도 TCSM은 7℃, 출구 온도 TCSO는 10℃로 하고, 이것과 열교환하는 작동 유체의 응축기 출구(점 2) 온도 T2는 12℃로 설정하였다.
또한, 이 실시예 4의 경우, 재생 열교환기를 설치하는 관계로, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 작동 유체 측의 입구 온도는 18.1℃, 출구 온도는 24℃로 하고, 기액 분리기에서 증발기 입구로 향하는 작동 유체의 온도는 24℃로 설정하였다. 또한, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 작동 유체 측의 입구 온도는 10.2℃, 출구 온도는 22℃로 하고, 기액 분리기에서 증발기 입구로 향하는 작동 유체의 온도는 22℃로 설정하였다.
또한, 각각의 증기 동력 사이클부에서, 기액 분리기에서 터빈으로 향하는 작동 유체의 건조도를 0.6로 하고 있다.
이러한 실시예 4의 사이클 시스템의 각 점(1-2-3-17-11-12-4·13, 5-6-7-14-15-8·16-18)에서의 작동 유체의 압력 P, 온도 T, 비엔탈피 h 등의 각각의 조건 값을 표 6에 나타낸다.
[표 6]
Figure pct00006
또한, 비교예로서, 재생 열교환기에 의한 열회수를 행하지 않는, 상기 실시예 3와 마찬가지의 2단 구성의 증기 동력 사이클 시스템(비교예 7)에 대해서도, 상기 실시예 4와 마찬가지로, 사이클의 각 점에서의 작동 유체의 압력이나 온도 등의 상태를 구하여, 또한 사이클의 열효율을 얻는다.
그리고, 고온 유체나 저온 유체의 유량이나 온도 조건, 증발기나 응축기의 열전달 조건에 대하여는, 상기 본 발명에 따른 장치의 설정 값과 같다.
상이한 조건으로 하여, 재생 열교환기를 사용하지 않는 관계로, 제1 증기 동력 사이클부(10)의 증발기(11)에서의 작동 유체 측의 입구 온도는 15.5℃로 설정하고 있다. 또한, 제2 증기 동력 사이클부(20)의 증발기(21)에서의 작동 유체 측의 입구 온도는 12.8℃로 설정하고 있다.
이 비교예 7의 사이클 각 점에서의 조건 값에 대해서도, 상기 표 6에 실시예 4의 경우의 각 값과 함께 나타내고 있다.
표 6에 나타낸 열원의 각각의 유체나 작동 유체의 조건 값으로부터, 실시예 4의 사이클의 열효율 ηth는,
ηth=(WT-WPWF)/QE={(WT1＋WT2)-(WPWF1＋WPWF2)}/(QE1＋QE2)
여기서, 터빈 출력 WT=WT1＋WT2=GWF1(h4-h1)＋GWF2(h8-h5)=66.3×103(1626.0×103-1577.1×103)/3600＋63.6×103(1624.7×103-1570.9×103)/3600=6670.4×106/3600
또한, 펌프 동력 WPWF=WPWF1＋WPWF2=GWF1(h3-h2)＋GWF2(h7-h6)=66.3×103(399.6×103-399.1×103)/3600＋63.6×103(385.5×103-385.0×103)/3600=65.0×106/3600
또한, 증발기 열교환량 QE=QE1＋QE2=GWSCpWS(TWSM-TWSI)＋GWSCpWS(TWSO-TWSM)=GWSCpWS(TWSO-TWSI)=10000×103·4.0×103(28-24)/3600=160000×106/3600
으로부터,
ηth=(6670.4-65.0)/160000=0.0413
따라서, 실시예 4의 사이클 열효율은 4.13%이다.
이에 대하여, 비교예 7로서의 사이클 시스템의 열효율th는,
ηth=(WT-WPWF)/QE={(WT1＋WT2)-(WPWF1＋WPWF2)}/(QE1＋QE2)
여기서, 터빈 출력 WT=WT1＋WT2=GWF1(h4-h1)＋GWF2(h8-h5)=65.2×103(1626.0×103-1577.1×103)/3600＋64.6×103(1624.7×103-1570.9×103)/3600=6663.8×106/3600
또한, 펌프 동력 WPWF=WPWF1＋WPWF2=GWF1(h3-h2)＋GWF2(h7-h6)=65.2×103(399.6×103-399.1×103)/3600＋64.6×103(385.5×103-385.0×103)/3600=64.9×106/3600
또한, 증발기 열교환량 QE=QE1＋QE2=GWSCpWS(TWSM-TWSI)＋GWSCpWS(TWSO-TWSM)=GWSCpWS(TWSO-TWSI)=10000×103·4.0×103(28-24)/3600=160000×106/3600
으로부터,
ηth=(6663.8-64.9)/160000=0.0412
따라서, 비교예 7의 사이클 열효율은 4.12%이다.
이상으로부터, 실시예 4의 증기 동력 사이클 시스템은, 재생 열교환기를 사용하여 작동 유체의 열회수를 행함으로써, 재생 열교환기를 사용하지 않는 증기 동력 사이클부의 2단 구성의 경우보다 우수한 열효율을 얻을 수 있고, 복수 단 구성의 증기 동력 사이클부에서, 각각 기액 분리에 의한 건조도 조정에 더하여, 재생 열교환기를 병용함으로써, 열원인 고온 유체와 저온 유체의 온도차를 더 유효하게 이용하여 효율을 높일 수 있음을 알 수 있다.
1, 2, 3, 4: 증기 동력 사이클 시스템
10, 20: 증기 동력 사이클부
11, 21: 증발기
12, 22: 터빈
13, 23: 응축기
14, 24: 펌프
15, 25: 기액 분리기
16, 26: 보조 펌프
30: 열교환기 본체
30a: 열교환용 플레이트
30b: 제1 유로
30c: 제2 유로
30d: 플랜지
31a, 31b: 관로
32: 격벽
32a: 관통 구멍
33: 챔버
34, 35, 39: 영역
36: 구획벽
37, 38: 펌프
41, 43: 예열용 열교환기
42, 44: 재생 열교환기
51, 52: 발전기
60: 쉘
61: 관로

Claims (7)

  1. 작동 유체를 액상의 상태에서 소정의 고온 유체와 열교환시켜, 상기 작동 유체를 증발시키는 증발기; 상기 증발기로 얻어진 기상(氣相)의 작동 유체를 도입하여 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 팽창기; 상기 팽창기를 나온 기상의 작동 유체를 소정의 저온 유체와 열교환시켜, 응축시키는 응축기; 상기 응축기를 나온 액상의 작동 유체를 상기 증발기를 향해 압송하는 펌프를 적어도 가지는, 증기 동력 사이클부를 복수 포함하고,
    상기 복수의 증기 동력 사이클부가, 각각의 증발기에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 각각의 응축기에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순(逆順) 또는 동순(同順)이 되는 접속 설정이 되어 이루어지고,
    상기 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기가, 작동 유체의 흐름 방향과 고온 유체의 흐름 방향이 직교하는 크로스 플로우형(cross flow type) 열교환기가 되고, 고온 유체 측의 유로 단면적이 작동 유체 측에 비해 크고, 고온 유체 측의 유로 길이가 작동 유체 측에 비해 짧은 열교환기 형상이 되어 이루어지고, 증발기끼리를 고온 유체의 흐름 방향으로 배열된 배치로 하여 각각 설치되고,
    상기 각각의 증기 동력 사이클부의 응축기가, 작동 유체의 흐름 방향과 저온 유체의 흐름 방향이 직교하는 크로스 플로우형 열교환기가 되고, 저온 유체 측의 유로 단면적이 작동 유체 측에 비해 크고, 저온 유체 측의 유로 길이가 작동 유체 측에 비해 짧은 열교환기 형상이 되어 이루어지고, 응축기끼리를 저온 유체의 흐름 방향으로 배열된 배치로 하여 각각 설치되는,
    증기 동력 사이클 시스템.
  2. 작동 유체를 액상의 상태에서 소정의 고온 유체와 열교환시켜, 상기 작동 유체를 증발시키는 증발기; 상기 증발기로 얻어진 기상의 작동 유체를 도입하여 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 팽창기; 상기 팽창기를 나온 기상의 작동 유체를 소정의 저온 유체와 열교환시켜, 응축시키는 응축기; 상기 응축기를 나온 액상의 작동 유체를 상기 증발기를 향해 압송하는 펌프를 적어도 가지는, 증기 동력 사이클부를 복수 포함하고,
    상기 복수의 증기 동력 사이클부가, 각각의 증발기에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 각각의 응축기에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순 또는 동순이 되는 접속 설정이 되어 이루어지고,
    하나의 증기 동력 사이클부에서의 팽창기 출구에서 응축기로 향하는 작동 유체를, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 예열용 열교환기가 설치되는,
    증기 동력 사이클 시스템.
  3. 작동 유체를 액상의 상태에서 소정의 고온 유체와 열교환시켜, 상기 작동 유체를 증발시키는 증발기; 상기 증발기로 얻어진 기상의 작동 유체를 도입하여 작동 유체가 보유하는 열에너지를 동력으로 변환하는 팽창기; 상기 팽창기를 나온 기상의 작동 유체를 소정의 저온 유체와 열교환시켜, 응축시키는 응축기; 상기 응축기를 나온 액상의 작동 유체를 상기 증발기를 향해 압송하는 펌프를 적어도 가지는, 증기 동력 사이클부를 복수 포함하고,
    상기 복수의 증기 동력 사이클부가, 각각의 증발기에서의 고온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 각각의 응축기에서의 저온 유체의 유로끼리를 직렬로 상호 접속하고, 고온 유체와 저온 유체의 유통에 따른 각각의 증기 동력 사이클부의 순서가 고온 유체의 경우와 저온 유체의 경우에 서로 역순 또는 동순이 되는 접속 설정이 되어 이루어지고,
    상기 각각의 증기 동력 사이클부가, 상기 증발기와 팽창기 사이의 작동 유체 유로에, 상기 증발기를 나온 작동 유체를 기상분(氣相分)과 액상분(液相分)으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 팽창기로 향하게 하고, 액상의 작동 유체를 증발기의 입구 측으로 향하게 하는 기액 분리기를 포함하는,
    증기 동력 사이클 시스템.
  4. 제1항에 있어서,
    하나의 증기 동력 사이클부에서의 팽창기 출구에서 응축기로 향하는 작동 유체를, 다른 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 예열용 열교환기가 설치되는, 증기 동력 사이클 시스템.
  5. 제1항, 제2항, 제4항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 각각의 증기 동력 사이클부가, 상기 증발기와 팽창기 사이의 작동 유체 유로에, 상기 증발기를 나온 작동 유체를 기상분과 액상분으로 분리하고, 기상의 작동 유체를 팽창기로 향하게 하고, 액상의 작동 유체를 증발기의 입구 측으로 향하게 하는 기액 분리기를 포함하는, 증기 동력 사이클 시스템.
  6. 제3항 또는 제5항에 있어서,
    소정의 증기 동력 사이클부에서의 기액 분리기에서 증발기의 입구 측으로 향하는 액상 작동 유체를, 상기 소정의 증기 동력 사이클부와는 별도의 증기 동력 사이클부에서의 펌프 출구에서 증발기로 향하는 작동 유체와 열교환시키는, 재생 열교환기가 설치되는, 증기 동력 사이클 시스템.
  7. 제1항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 각각의 증기 동력 사이클부의 증발기 및 응축기가, 복수 병렬 상태로 된 거의 직사각형 금속 박판제의 각각의 열교환용 플레이트를, 소정의 거의 평행을 이루는 두 단변(端邊) 부위에서 인접하는 하나의 열교환용 플레이트와 수밀(水密) 상태로 하여 용접되고, 인접하는 다른 열교환용 플레이트와 상기 두 단변과 거의 직교하는 다른 거의 평행한 두 단변 부위에서 수밀 상태로 하여 용접되어 모두 일체화되어, 각각의 열교환용 플레이트 사이에 작동 유체가 지나는 제1 유로와 고온 유체 또는 저온 유체가의 지나는 제2 유로를 각각 교대로 발생시키는 열교환기 본체를 각각 포함하여 이루어지는, 증기 동력 사이클 시스템.
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