蒸気サイクル
作動流体が相変化を伴うサイクル
発電における蒸気原動機のサイクル
（ランキンサイクル；Rankine cycle）
冷凍サイクル・ヒートポンプサイクル
（逆ランキンサイクル；reverse Rankine cycle）
熱機関
Heat engine
ガスサイクル
gas cycle
臨界点
p
蒸気サイクル
vapor cycle
v
自動車などのエンジン
ジェットエンジン
ガスタービン
発電所のサイクル
Rankine cycle
蒸気圧縮式ヒートポンプ
vapor-compression heat pump
空調・冷蔵・冷凍のサイクル
ランキンサイクル
Rankine cycle
3
turbine
臨界点
2
p
q1 boiler
3
1
復水器
steam condenser
給水ポンプ
feed water pump
4
v
2
発電 wt
steam turbine
4
q2
1
ランキンサイクル
3
wt
Rankine cycle
q1
4
q2
2
1
1-2
給水ポンプによる断熱圧縮
ｗ ｐ ＝ｈ ２ －ｈ １
3
p
2
T
3
2
1
4
v
4
1
s
ランキンサイクル
3
wt
Rankine cycle
q1
4
q2
2
1
2-3
ボイラーによる加熱
ｑ1＝ｈ3－ｈ2
3
p
2
T
3
2
1
4
v
4
1
s
ランキンサイクル
3
wt
Rankine cycle
q1
4
q2
2
1
3-4
蒸気タービン内での断熱膨張
wt＝ｈ3－ｈ4
3
p
2
T
3
2
1
4
v
4
1
s
ランキンサイクル
3
wt
Rankine cycle
q1
4
q2
2
1
4-1
復水器における定圧凝縮
q2＝ｈ4－ｈ1
3
p
2
T
3
2
1
4
v
4
1
s
ランキンサイクル
3
wt
Rankine cycle
q1
4
q2
2
ランキンサイクルの理論熱効率
t 
1
wt  w p
q1

h3  h4   h2  h1 

h3  h2 
3
p
2
T
3
2
1
4
v
4
1
s
t  1 
h1  h4
h3  h2
逆ランキン；ヒートポンプ（冷凍）サイクル
3
臨界点
p
膨張弁
expansion valve
2
3
q1
Reverse Rankine cycle; Heat Pump cycle
2
凝縮器
condenser
蒸発器
evaporator
圧縮機 wp
compressor
1
4
v
4
q2
1
逆ランキン；ヒートポンプ（冷凍）サイクル
q1
Reverse Rankine cycle; Heat Pump cycle
1-2
圧縮機による断熱圧縮
ｗ ｐ ＝ｈ ２ －ｈ １
2
3
wp
4
1
q2
2
T
p
p
3
3
2
2
3
1
4
v
1
4
s
4
1
h
逆ランキン；ヒートポンプ（冷凍）サイクル
q1
Reverse Rankine cycle; Heat Pump cycle
2-3
凝縮器による定圧冷却
ｑ１＝ｈ２－ｈ３
2
3
wp
4
1
q2
2
T
p
p
3
3
2
2
3
1
4
v
1
4
s
4
1
h
逆ランキン；ヒートポンプ（冷凍）サイクル
q1
Reverse Rankine cycle; Heat Pump cycle
3-4
膨張弁による
等エンタルピー膨張
ｈ 3= ｈ 4
2
3
wp
4
1
q2
2
T
p
p
3
3
2
2
3
1
4
v
1
4
s
4
1
h
逆ランキン；ヒートポンプ（冷凍）サイクル
q1
Reverse Rankine cycle; Heat Pump cycle
4-1
蒸発器による定圧蒸発
2
3
冷凍効果：ｑ2＝ｈ1－ｈ4
wp
4
1
q2
2
T
p
p
3
3
2
2
3
1
4
v
1
4
s
4
1
h
逆ランキン；ヒートポンプ（冷凍）サイクル
q1
Reverse Rankine cycle; Heat Pump cycle
冷凍機のＣＯＰ（Ｃ）
＝（h1-h4）／（h2-h1）
ヒートポンプのＣＯＰ（Ｈ）
＝（h2-h3）／（h2-h1）
COP(H)=1+COP(C)
2
2
3
wp
4
1
q2
T
p
p
3
3
2
2
3
1
4
v
1
4
s
4
1
h
湿り蒸気の状態量
3
T
2
4
1
s
x : かわき度（quality, dryness）
１ ｋｇの湿り蒸気のうち
x ｋｇが飽和蒸気
v = (1-x) v’ + x v”
h = (1-x) h’ + x h”
s = (1-x) s’ + x s”
演習問題 蒸気プラント
3
T
2
4
1
s
出力5 MWの蒸気発電プラントがある。
タービン蒸気入口条件は、p = 1.5 MPa,
T = 573 K, v = 0.170 m3/kg, h = 3039 kJ/kg,
s = 6.921 kJ/(kgK)であり、給水ポンプ仕事
wpは無視でき、復水器圧力p = 5 kPa, 発電
機効率は100%であると仮定する。
蒸気タービン出口のかわき度x, v, hを
求めなさい。ボイラでの供給熱量q、このプ
ラントの理論熱効率を求めなさい。
演習問題 蒸気プラント
圧力 p
5 kPa
1.5 MPa
飽和温度 T
305 K
471 K
飽和蒸気比体積 v”
28.19 m3/kg
0.1317 m3/kg
飽和液体比体積 v’
0.00100 m3/kg
0.00115 m3/kg
飽和蒸気比エンタルピー h”
2562 kJ/kg
2790 kJ/kg
飽和液体比エンタルピー h’
137.8 kJ/kg
844.7 kJ/kg
飽和蒸気比エントロピー s”
8.396 kJ/(kgK)
6.441 kJ/(kgK)
飽和液体比エントロピー s’
0.476 kJ/(kgK)
2.315 kJ/(kgK)

熱流体システム第1

タービンサイクル概論

熱流体システム第1