JP2001271611A - 熱サイクル動力発生装置 - Google Patents
熱サイクル動力発生装置Info
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 ガスタービンを用いる動力発生装置におい
て、低い圧縮機圧力比の条件のもとで、再生サイクルガ
スタービン装置やチェンサイクル装置より熱サイクル効
率を高かめ、かつコンバインドサイクル装置より機器構
成を簡素化する。 【解決手段】 背圧蒸気タービン装置８を用いて動力回
収を行うと共に、その排出水蒸気を連絡機構１１によっ
て燃焼器２に導き、其処で高温燃焼ガスと混合し、ター
ビン段落３における発生動力を増加させ、熱サイクル効
率を高める。
て、低い圧縮機圧力比の条件のもとで、再生サイクルガ
スタービン装置やチェンサイクル装置より熱サイクル効
率を高かめ、かつコンバインドサイクル装置より機器構
成を簡素化する。 【解決手段】 背圧蒸気タービン装置８を用いて動力回
収を行うと共に、その排出水蒸気を連絡機構１１によっ
て燃焼器２に導き、其処で高温燃焼ガスと混合し、ター
ビン段落３における発生動力を増加させ、熱サイクル効
率を高める。
Description
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明はガスタービン装置と
排熱ボイラ装置と背圧タービン装置を用いた熱サイクル
動力発生装置に関わる。 【０００２】 【従来の技術】単体としてのガスタービン装置は出力当
りの重量が軽く小型になる利点を活かし、主に航空用エ
ンジンとして用いられてきた。陸用、発電用エンジンと
しては発電効率が他の発電用熱サイクル動力発生装置に
比して低いため、緊急用や可搬用などの特殊用途に限ら
れている。そのため小容量のガスタービン装置を主対象
に再生熱交換器を装備するなどの熱サイクル効率改善が
図られているが、未だ十分な熱サイクル効率が得られ
ず、一般的な普及には至っていない。一方、ガスタービ
ン装置を蒸気タービン装置と組合せたコンバインドサイ
クル動力発生装置は高い発電効率が得られ、大容量や中
容量の発電所において広く用いられている。その機器構
成と機器相互の関連を 【図２】の熱サイクル図に示す。圧縮機段落 １と燃焼
器２とタービン段落３によって構成されるガスタービン
装置より排出された排ガスは高圧排熱ボイラ５および低
圧排熱ボイラ６に導かれ、各々で高圧水蒸気と低圧水蒸
気を発生させる。その高圧水蒸気と低圧水蒸気は各々に
復水蒸気タービン装置１８に導かれ、動力を発生した
後、復水器１４にて循環水によって凝縮する。海岸や河
岸近傍の発電所においては循環水に海水や河水を用いて
外部へ直接に熱を放出するが、内陸では 【図２】に示すように空気供給装置１６や循環水用ポン
プ装置１７を備えた循環水冷却装置１５を介して大気に
熱を放出する。コンバインドサイクル動力発生装置は排
熱ボイラ装置や復水蒸気タービン装置のほかに復水器や
循環水冷却装置などの付帯装置が必要になる。そのため
に、内陸用で簡便性を要求される小容量の動力発生装置
としては実用化されていない。コンバインドサイクル動
力発生装置のその欠点を補う一つの方法として中容量の
動力発生装置を主対象に 【図３】に示すチェンサイクル動力発生装置が用いられ
ている。低圧排熱ボイラ６によって発生した水蒸気は燃
焼器２にて高温燃焼ガスと混合して、ガスタービン装置
のタービン段落３における発生動力を増加させて熱サイ
クル効率を改善する。チェンサイクル動力発生装置はコ
ンバインドサイクル動力発生装置より装置構成が大幅に
簡素な上、再生熱交換器を装備した単体のガスタービン
装置すなわち再生サイクルガスタービン装置よりも、熱
サイクル効率が良くなる利点を有する。ただチェンサイ
クル動力発生装置の熱サイクル効率を良くするには、圧
縮機圧力比を高くしなければならない。そのために比流
量が小さい小容量の動力発生装置として適用するには、
多段落の遠心式圧縮機や多段落のタービン段落を必要と
し、ガスタービン装置の内部構成が複雑になり過ぎる欠
点がある。したがって小容量の動力発生装置としては実
用化されていない。 【０００３】 【発明が解決しようとする課題】本発明の目的はガスタ
ービン装置を小容量の動力発生装置として用いる場合の
前述の課題を解決するため、低い圧縮機圧力比の条件の
もとで、再生サイクルガスタービン装置やチェンサイク
ル動力発生装置よりも熱サイクル効率を高かめ、かつコ
ンバインドサイクル動力発生装置よりも機器構成を簡素
にする新たな装置を提供することである。 【０００４】 【課題を解決するための手段】本発明による熱サイクル
動力発生装置の基本的な機器構成と機器相互の関係を熱
サイクル図として 【図１】に示す。ガスタービン装置の入口ａより吸込ま
れた空気Ａは圧縮機段落１において圧縮され、出口ｂよ
り出て燃焼器２に入り、燃料Ｂを燃焼させ高温燃焼ガス
となる。高温燃焼ガスは燃焼器内もしくは燃焼器出口で
後述の背圧蒸気タービン装置の排気水蒸気および低圧排
熱ボイラ装置にて発生した水蒸気と混合してタービン段
落３に入り、動力を発生した後、出口ｅより排出する。
発生動力はガスタービン車軸を介してガスタービン装置
の圧縮機段落１ およびガスタービン用発電機４に伝達
する。タービン段落の出口ｅより排出された排ガスは高
圧排熱ボイラ装置５に導かれ、熱交換器の中間点ｈで分
岐した後、出口ｇより排気Ｄとして大気へ放出される。
中間で分岐された排ガスは低圧排熱ボイラ装置６に導か
れ、熱交換の後に出口ｎより排気Ｅとして大気へ放出さ
れる。なお排ガスを中間で分岐して低圧排熱ボイラ装置
に導く替わりに、高圧排熱ボイラ装置の排ガス流路の中
間に低圧排熱ボイラ装置を挿入しても、ほぼ同様な特性
が得られる。一方、系外よりの給水Ｃはボイラ給水ポン
プ装置７によってガスタービン装置の燃焼器圧力の数倍
以上に昇圧された後、一部を分岐した後に高圧排熱ボイ
ラ装置へ導かれ、前述のガスタービン排ガスとの熱交換
によって高圧水蒸気となり、背圧蒸気タービン装置８へ
導かれる。また分岐された高圧給水は給水ライン減圧装
置１０にてガスタービン装置の燃焼器の圧力より若干高
い圧力まで減圧された後に低圧排熱ボイラ装置６に導か
れ、高圧排熱ボイラ装置より分岐した前述の排ガスとの
熱交換によって低圧水蒸気となる。なお、ここでボイラ
給水ポンプ装置と給水ライン減圧装置の組合せに替え
て、二台のボイラ給水ポンプ装置を直列あるいは並列に
配置した組合せにすることも可能である。高圧排熱ボイ
ラ装置５にて発生した高圧水蒸気は背圧蒸気タービン装
置８にて動力を発生した後に排気水蒸気となり、低圧排
熱ボイラ装置６にて発生した低圧水蒸気と共にガスター
ビン装置における燃焼器内もしくは燃焼器出口へ導かれ
て、前述のように燃焼器で発生した高温燃焼ガスと混合
し、タービン段落３に入る。背圧蒸気タービン装置８で
発生した動力は蒸気タービン車軸１３を介して蒸気ター
ビン用発電機９に伝達する。 【０００５】 【発明の実施の形態】本発明の最大の特徴は背圧蒸気タ
ービン装置８を用いて動力回収を行うと共に、その排出
水蒸気を背圧蒸気タービン出口１とガスタービン装置の
燃焼器２の間に設けた配管などの水蒸気の連絡機構１１
によって燃焼器内もしくは燃焼器出口に導き、其処で高
温燃焼ガスと混合し、タービン段落３における発生動力
を増加させることにより、熱サイクル効率が再生サイク
ルガスタービン装置やチェンサイクル動力発生装置より
も高い点にある。またコンバインドサイクル動力発生装
置に比して復水器や循環水冷却装置などの装置を必要と
しないため、機器構成が簡素になる特徴を有する。した
がって小容量発電で高効率と簡素さを要求される場合の
動力発生装置として本発明はとくに有効である。 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置より低圧排熱ボイラ装置６、給水ライン減圧装置１
０、低圧排熱ボイラ装置と燃焼器の間に設けた水蒸気の
連結機構などを取り除いた熱サイクル動力発生装置を 【図４】に示す。排熱ボイラ装置は 【図１】に示す基本的な熱サイクル動力発生装置より簡
素な構造となるが、熱サイクル効率が若干低下する。 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置に加えて、再生熱交換器１９を圧縮機段落１と燃焼器
２の間に設置し、タービン段落３より出る排ガスによっ
て圧縮機段落より出る圧縮空気を予熱し、上記再生熱交
換器より出る排ガスの系統を高圧排熱ボイラ装置５に連
結した熱サイクル動力発生装置を 【図５】に示す。機器構成は 【図１】に示す基本的な熱サイクル動力発生装置より複
雑な構造となるが、熱サイクル効率が若干上昇する。 【図１】に示す熱サイクル動力発生装置の機器構成はガ
スタービン装置と背圧蒸気タービン装置が各々別の発電
機４および９を駆動するが、ガスタービン軸と蒸気ター
ビン軸を機械的に連結し、同じ一台の発電機４を駆動す
るように機器構成を簡素化した熱サイクル動力発生装置
を 【図６】に示す。 【図４】および 【図５】の場合についても 【図６】の場合と同様にガスタービン軸と蒸気タービン
軸を機械的に連結し、同じ一台の発電機４を駆動するよ
うに熱サイクル動力発生装置の機器構成を簡素化するこ
とが可能である。 【図６】はまた本発明による熱サイクル動力発生装置を
コージェネレーションに適用し、給湯用温水Ｈを排熱ボ
イラ装置内の伝熱部の中間より取り出す場合を示してい
る。再生熱交換器を装備した単体のガスタービン装置を
コージェネレーションに適用する場合はガスタービン排
ガスによる排熱給湯ボイラを新たに必要とするが、本発
明においてはその必要がないことを 【図６】は表している。本発明による熱サイクル動力発
生装置において排熱ボイラ装置用給水Ｃは不可欠である
が、排熱ボイラ装置排気ＤまたはＥを露点まで下げられ
る場合には、その凝縮水を給水Ｃの一部として再使用
し、水の消費量を減少させることが可能である。 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置について、熱サイクル各部の作動流体種類およびその
状態値の代表的数値例を 【図７】に示す。ガスタービン軸と蒸気タービン軸を機
械的に連結し、ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装
置８と給水ポンプ装置７と燃料ポンプ装置（または燃料
ガス圧縮機装置）２０を同一のケーシング２１内に入れ
た本発明による熱サイクル動力発生装置の構造例を 【図８】に示す。ここではタービン内部の燃焼器２とタ
ービン軸１２の間の空間が背圧蒸気タービン装置の出口
ｌと燃焼器の水蒸気入口ｒを結ぶ連結機構１１となる。
また蒸気軸受２２や磁気軸継手２３を適用して構造の簡
素化を図っている。さらに背圧蒸気タービン装置 ８と
圧縮機段落１の中間に配置された給水ポンプ装置７とガ
スタービン車軸１２の内部を通る給水は、高温のタービ
ン段落３や背圧蒸気タービン装置８から低温の圧縮機段
落１や燃料ポンプ装置（または燃料ガス圧縮機装置）２
０への伝熱を遮断し、伝熱による圧縮機段落１や燃料ポ
ンプ装置（または燃料ガス圧縮機装置）２０の効率低下
を防止している。なお、背圧蒸気タービン装置８の発生
動力によって圧縮機段落１の吸収動力をまかない、ガス
タービン段落３によって発電機駆動動力をまかない、背
圧蒸気タービン装置と圧縮機段落の両車軸のみを連結
し、ガスタービン段落の車軸とは別軸とすることも可能
である。 【０００６】 【発明の効果】 【図７】に示した条件を基準として圧縮機圧力比のみを
変化させた時の相対熱サイクル効率について、ガスター
ビン装置を用いた他の熱サイクル動力発生装置の特性と
比較して、 【図９】に示す。本発明による熱サイクル動力発生装置
は再生熱交換器を装備した単体のガスタービン装置およ
びチェンサイクル動力発生装置と比較すると、圧縮機圧
力比が３より７の間では相対比として約１０％から２０
％ほど高い熱サイクル効率を示し、小容量動力発生装置
としての優位性を表している。 【図１０】は 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置の相対熱サイクル効率とボイラ給水ポンプ圧力比の関
係を示す。ボイラ給水ポンプ圧力比を１８以下にすると
熱サイクル効率の低下が顕著となる。ボイラ給水ポンプ
圧力比が３０以上になると熱サイクル効率の上昇は徐々
に小さくなる。 【図１１】は、 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置において、高圧排熱ボイラ装置の排気と給水の温度差
が相対熱サイクル効率に及ぼす影響を示す。上記温度差
を３０℃以下にしても相対熱サイクル効率に対する改善
効果は小さいが、３０℃以上で上記温度差を大きくする
と熱サイクル効率の低下度合いは徐々に大きくなる。 【図１２】にて、本発明を含め小容量ガスタービン装置
を用いた種々のコジェネレーション用熱サイクル動力発
生装置について経済性を相互に比較した代表的な一例を
示す。ここではｋＷ当りの装置コストは概算であり、装
置の原価償却年数を５年、金利を０％、稼働率および負
荷率を１００％として等相当設備費線を求めている。こ
の例の場合は、ｋＷｈ単価が１．５円より１４円の範囲
で 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置が最も有利になる事が分る。
排熱ボイラ装置と背圧タービン装置を用いた熱サイクル
動力発生装置に関わる。 【０００２】 【従来の技術】単体としてのガスタービン装置は出力当
りの重量が軽く小型になる利点を活かし、主に航空用エ
ンジンとして用いられてきた。陸用、発電用エンジンと
しては発電効率が他の発電用熱サイクル動力発生装置に
比して低いため、緊急用や可搬用などの特殊用途に限ら
れている。そのため小容量のガスタービン装置を主対象
に再生熱交換器を装備するなどの熱サイクル効率改善が
図られているが、未だ十分な熱サイクル効率が得られ
ず、一般的な普及には至っていない。一方、ガスタービ
ン装置を蒸気タービン装置と組合せたコンバインドサイ
クル動力発生装置は高い発電効率が得られ、大容量や中
容量の発電所において広く用いられている。その機器構
成と機器相互の関連を 【図２】の熱サイクル図に示す。圧縮機段落 １と燃焼
器２とタービン段落３によって構成されるガスタービン
装置より排出された排ガスは高圧排熱ボイラ５および低
圧排熱ボイラ６に導かれ、各々で高圧水蒸気と低圧水蒸
気を発生させる。その高圧水蒸気と低圧水蒸気は各々に
復水蒸気タービン装置１８に導かれ、動力を発生した
後、復水器１４にて循環水によって凝縮する。海岸や河
岸近傍の発電所においては循環水に海水や河水を用いて
外部へ直接に熱を放出するが、内陸では 【図２】に示すように空気供給装置１６や循環水用ポン
プ装置１７を備えた循環水冷却装置１５を介して大気に
熱を放出する。コンバインドサイクル動力発生装置は排
熱ボイラ装置や復水蒸気タービン装置のほかに復水器や
循環水冷却装置などの付帯装置が必要になる。そのため
に、内陸用で簡便性を要求される小容量の動力発生装置
としては実用化されていない。コンバインドサイクル動
力発生装置のその欠点を補う一つの方法として中容量の
動力発生装置を主対象に 【図３】に示すチェンサイクル動力発生装置が用いられ
ている。低圧排熱ボイラ６によって発生した水蒸気は燃
焼器２にて高温燃焼ガスと混合して、ガスタービン装置
のタービン段落３における発生動力を増加させて熱サイ
クル効率を改善する。チェンサイクル動力発生装置はコ
ンバインドサイクル動力発生装置より装置構成が大幅に
簡素な上、再生熱交換器を装備した単体のガスタービン
装置すなわち再生サイクルガスタービン装置よりも、熱
サイクル効率が良くなる利点を有する。ただチェンサイ
クル動力発生装置の熱サイクル効率を良くするには、圧
縮機圧力比を高くしなければならない。そのために比流
量が小さい小容量の動力発生装置として適用するには、
多段落の遠心式圧縮機や多段落のタービン段落を必要と
し、ガスタービン装置の内部構成が複雑になり過ぎる欠
点がある。したがって小容量の動力発生装置としては実
用化されていない。 【０００３】 【発明が解決しようとする課題】本発明の目的はガスタ
ービン装置を小容量の動力発生装置として用いる場合の
前述の課題を解決するため、低い圧縮機圧力比の条件の
もとで、再生サイクルガスタービン装置やチェンサイク
ル動力発生装置よりも熱サイクル効率を高かめ、かつコ
ンバインドサイクル動力発生装置よりも機器構成を簡素
にする新たな装置を提供することである。 【０００４】 【課題を解決するための手段】本発明による熱サイクル
動力発生装置の基本的な機器構成と機器相互の関係を熱
サイクル図として 【図１】に示す。ガスタービン装置の入口ａより吸込ま
れた空気Ａは圧縮機段落１において圧縮され、出口ｂよ
り出て燃焼器２に入り、燃料Ｂを燃焼させ高温燃焼ガス
となる。高温燃焼ガスは燃焼器内もしくは燃焼器出口で
後述の背圧蒸気タービン装置の排気水蒸気および低圧排
熱ボイラ装置にて発生した水蒸気と混合してタービン段
落３に入り、動力を発生した後、出口ｅより排出する。
発生動力はガスタービン車軸を介してガスタービン装置
の圧縮機段落１ およびガスタービン用発電機４に伝達
する。タービン段落の出口ｅより排出された排ガスは高
圧排熱ボイラ装置５に導かれ、熱交換器の中間点ｈで分
岐した後、出口ｇより排気Ｄとして大気へ放出される。
中間で分岐された排ガスは低圧排熱ボイラ装置６に導か
れ、熱交換の後に出口ｎより排気Ｅとして大気へ放出さ
れる。なお排ガスを中間で分岐して低圧排熱ボイラ装置
に導く替わりに、高圧排熱ボイラ装置の排ガス流路の中
間に低圧排熱ボイラ装置を挿入しても、ほぼ同様な特性
が得られる。一方、系外よりの給水Ｃはボイラ給水ポン
プ装置７によってガスタービン装置の燃焼器圧力の数倍
以上に昇圧された後、一部を分岐した後に高圧排熱ボイ
ラ装置へ導かれ、前述のガスタービン排ガスとの熱交換
によって高圧水蒸気となり、背圧蒸気タービン装置８へ
導かれる。また分岐された高圧給水は給水ライン減圧装
置１０にてガスタービン装置の燃焼器の圧力より若干高
い圧力まで減圧された後に低圧排熱ボイラ装置６に導か
れ、高圧排熱ボイラ装置より分岐した前述の排ガスとの
熱交換によって低圧水蒸気となる。なお、ここでボイラ
給水ポンプ装置と給水ライン減圧装置の組合せに替え
て、二台のボイラ給水ポンプ装置を直列あるいは並列に
配置した組合せにすることも可能である。高圧排熱ボイ
ラ装置５にて発生した高圧水蒸気は背圧蒸気タービン装
置８にて動力を発生した後に排気水蒸気となり、低圧排
熱ボイラ装置６にて発生した低圧水蒸気と共にガスター
ビン装置における燃焼器内もしくは燃焼器出口へ導かれ
て、前述のように燃焼器で発生した高温燃焼ガスと混合
し、タービン段落３に入る。背圧蒸気タービン装置８で
発生した動力は蒸気タービン車軸１３を介して蒸気ター
ビン用発電機９に伝達する。 【０００５】 【発明の実施の形態】本発明の最大の特徴は背圧蒸気タ
ービン装置８を用いて動力回収を行うと共に、その排出
水蒸気を背圧蒸気タービン出口１とガスタービン装置の
燃焼器２の間に設けた配管などの水蒸気の連絡機構１１
によって燃焼器内もしくは燃焼器出口に導き、其処で高
温燃焼ガスと混合し、タービン段落３における発生動力
を増加させることにより、熱サイクル効率が再生サイク
ルガスタービン装置やチェンサイクル動力発生装置より
も高い点にある。またコンバインドサイクル動力発生装
置に比して復水器や循環水冷却装置などの装置を必要と
しないため、機器構成が簡素になる特徴を有する。した
がって小容量発電で高効率と簡素さを要求される場合の
動力発生装置として本発明はとくに有効である。 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置より低圧排熱ボイラ装置６、給水ライン減圧装置１
０、低圧排熱ボイラ装置と燃焼器の間に設けた水蒸気の
連結機構などを取り除いた熱サイクル動力発生装置を 【図４】に示す。排熱ボイラ装置は 【図１】に示す基本的な熱サイクル動力発生装置より簡
素な構造となるが、熱サイクル効率が若干低下する。 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置に加えて、再生熱交換器１９を圧縮機段落１と燃焼器
２の間に設置し、タービン段落３より出る排ガスによっ
て圧縮機段落より出る圧縮空気を予熱し、上記再生熱交
換器より出る排ガスの系統を高圧排熱ボイラ装置５に連
結した熱サイクル動力発生装置を 【図５】に示す。機器構成は 【図１】に示す基本的な熱サイクル動力発生装置より複
雑な構造となるが、熱サイクル効率が若干上昇する。 【図１】に示す熱サイクル動力発生装置の機器構成はガ
スタービン装置と背圧蒸気タービン装置が各々別の発電
機４および９を駆動するが、ガスタービン軸と蒸気ター
ビン軸を機械的に連結し、同じ一台の発電機４を駆動す
るように機器構成を簡素化した熱サイクル動力発生装置
を 【図６】に示す。 【図４】および 【図５】の場合についても 【図６】の場合と同様にガスタービン軸と蒸気タービン
軸を機械的に連結し、同じ一台の発電機４を駆動するよ
うに熱サイクル動力発生装置の機器構成を簡素化するこ
とが可能である。 【図６】はまた本発明による熱サイクル動力発生装置を
コージェネレーションに適用し、給湯用温水Ｈを排熱ボ
イラ装置内の伝熱部の中間より取り出す場合を示してい
る。再生熱交換器を装備した単体のガスタービン装置を
コージェネレーションに適用する場合はガスタービン排
ガスによる排熱給湯ボイラを新たに必要とするが、本発
明においてはその必要がないことを 【図６】は表している。本発明による熱サイクル動力発
生装置において排熱ボイラ装置用給水Ｃは不可欠である
が、排熱ボイラ装置排気ＤまたはＥを露点まで下げられ
る場合には、その凝縮水を給水Ｃの一部として再使用
し、水の消費量を減少させることが可能である。 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置について、熱サイクル各部の作動流体種類およびその
状態値の代表的数値例を 【図７】に示す。ガスタービン軸と蒸気タービン軸を機
械的に連結し、ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装
置８と給水ポンプ装置７と燃料ポンプ装置（または燃料
ガス圧縮機装置）２０を同一のケーシング２１内に入れ
た本発明による熱サイクル動力発生装置の構造例を 【図８】に示す。ここではタービン内部の燃焼器２とタ
ービン軸１２の間の空間が背圧蒸気タービン装置の出口
ｌと燃焼器の水蒸気入口ｒを結ぶ連結機構１１となる。
また蒸気軸受２２や磁気軸継手２３を適用して構造の簡
素化を図っている。さらに背圧蒸気タービン装置 ８と
圧縮機段落１の中間に配置された給水ポンプ装置７とガ
スタービン車軸１２の内部を通る給水は、高温のタービ
ン段落３や背圧蒸気タービン装置８から低温の圧縮機段
落１や燃料ポンプ装置（または燃料ガス圧縮機装置）２
０への伝熱を遮断し、伝熱による圧縮機段落１や燃料ポ
ンプ装置（または燃料ガス圧縮機装置）２０の効率低下
を防止している。なお、背圧蒸気タービン装置８の発生
動力によって圧縮機段落１の吸収動力をまかない、ガス
タービン段落３によって発電機駆動動力をまかない、背
圧蒸気タービン装置と圧縮機段落の両車軸のみを連結
し、ガスタービン段落の車軸とは別軸とすることも可能
である。 【０００６】 【発明の効果】 【図７】に示した条件を基準として圧縮機圧力比のみを
変化させた時の相対熱サイクル効率について、ガスター
ビン装置を用いた他の熱サイクル動力発生装置の特性と
比較して、 【図９】に示す。本発明による熱サイクル動力発生装置
は再生熱交換器を装備した単体のガスタービン装置およ
びチェンサイクル動力発生装置と比較すると、圧縮機圧
力比が３より７の間では相対比として約１０％から２０
％ほど高い熱サイクル効率を示し、小容量動力発生装置
としての優位性を表している。 【図１０】は 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置の相対熱サイクル効率とボイラ給水ポンプ圧力比の関
係を示す。ボイラ給水ポンプ圧力比を１８以下にすると
熱サイクル効率の低下が顕著となる。ボイラ給水ポンプ
圧力比が３０以上になると熱サイクル効率の上昇は徐々
に小さくなる。 【図１１】は、 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置において、高圧排熱ボイラ装置の排気と給水の温度差
が相対熱サイクル効率に及ぼす影響を示す。上記温度差
を３０℃以下にしても相対熱サイクル効率に対する改善
効果は小さいが、３０℃以上で上記温度差を大きくする
と熱サイクル効率の低下度合いは徐々に大きくなる。 【図１２】にて、本発明を含め小容量ガスタービン装置
を用いた種々のコジェネレーション用熱サイクル動力発
生装置について経済性を相互に比較した代表的な一例を
示す。ここではｋＷ当りの装置コストは概算であり、装
置の原価償却年数を５年、金利を０％、稼働率および負
荷率を１００％として等相当設備費線を求めている。こ
の例の場合は、ｋＷｈ単価が１．５円より１４円の範囲
で 【図１】に示す本発明の基本的な熱サイクル動力発生装
置が最も有利になる事が分る。
【図面の簡単な説明】
【図１】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項１】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の熱サイクル図 【図２】ガスタービン装置と復水蒸気タービン装置を組
合せた従来のコンバインドサイクル動力発生装置の熱サ
イクル図 【図３】ガスタービン装置において、付帯する排熱ボイ
ラ装置にて発生した水蒸気を燃焼器部に注入する従来の
チェンサイクル動力発生装置の熱サイクル図 【図４】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項２】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の熱サイクル図 【図５】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項３】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の熱サイクル図 【図６】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項４】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の機器関連図 【図７】 【図１】における熱サイクル各部の作動流体の種類と状
態値の代表的数値 【図８】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置と給
水ポンプ装置と燃料ポンプ装置（または燃料ガス圧縮機
装置）を同一のケーシング内に入れた 【特許請求範囲】の 【請求項５】と 【請求項６】と 【請求項７】の熱サイクル動力発生装置の組立断面図左
半分 【図９】ガスタービン装置を用いた熱サイクル動力発生
装置の相対熱サイクル効率と圧縮機圧力比の関係図 【図１０】 【図１】に示す本発明による基本的な熱サイクル動力発
生装置において、相対熱サイクル効率に対するボイラ給
水ポンプ圧力比の関係図 【図１１】 【図１】に示す本発明による基本的な熱サイクル動力発
生装置において、相対熱サイクル効率に対する高圧排熱
ボイラ装置の排気と給水の温度差の関係図 【図１２】ガスタービン装置を用いた熱サイクル動力発
生装置について、経済性を総合評価した例 【符号の説明】 １はガスタービン装置の圧縮機段落 ２はガスタービン
装置の燃焼器 ３はガスタービン装置のタービン段落
４はガスタービン用発電機 ５は高圧排熱ボイラ装置
６は低圧排熱ボイラ装置 ７はボイラ給水ポンプ装置
８は背圧蒸気タービン装置 ９は蒸気タービン用発電機
１０は給水ライン減圧装置 １１は背圧蒸気タービン
装置出口とガスタービン装置の燃焼器の間に設けた配管
等の水蒸気の連絡機構 １２はガスタービン車軸 １３
は蒸気タービン車軸 １４は復水タービン用復水器 １
５は循環水冷却装置 １６は循環水冷却装置用空気供給
装置 １７は循環水用ポンプ装置 １８は復水蒸気ター
ビン装置 １９は再生熱交換器 ２０は燃料ポンプ装置
（または燃料ガス圧縮機装置） ２１はケーシング ２２は蒸気軸受 ２３は磁気軸継手 Ａはガスタービン装置用吸気 Ｂはガスタービン装置用
燃料 Ｃは排熱ボイラ装置用給水 Ｄは高圧排熱ボイラ
装置排気 Ｅは低圧排熱ボイラ装置排気 Ｆは循環水冷
却装置吸気 Ｇは循環水冷却装置排気 Ｈは排熱ボイラ
装置より抽出される給湯用温水 ａはガスタービン装置の圧縮機段落入口 ｂはガスター
ビン装置の圧縮機段落出口 ｃはガスタービン装置の燃
焼器入口 ｄはガスタービン装置の燃焼器出口またはタ
ービン段落入口 ｅはガスタービン装置のタービン段落
出口 ｆは高圧排熱ボイラ装置の排ガス入口 ｇは高圧
排熱ボイラ装置の排ガス出口 ｈは高圧排熱ボイラ装置
の分岐排ガス出口 ｉはボイラ給水ポンプ装置入口 ｊ
はボイラ給水ポンプ装置出口または高圧排熱ボイラ装置
給水入口 ｋは高圧排熱ボイラ装置の高圧水蒸気出口ま
たは蒸気タービン装置の高圧水蒸気入口 ｌは蒸気ター
ビン装置の排出水蒸気出口 ｍは低圧排熱ボイラ装置の
排ガス入口 ｎは低圧排熱ボイラ装置の排ガス出口 ｐ
は低圧排熱ボイラ装置の給水入口 ｑは低圧排熱ボイラ
装置の低圧水蒸気出口 ｒはガスタービン装置の燃焼器
またはタービン段落入口に設けた水蒸気流入口 ｓは復
水タービン混圧蒸気入口
合せた 【特許請求範囲】 【請求項１】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の熱サイクル図 【図２】ガスタービン装置と復水蒸気タービン装置を組
合せた従来のコンバインドサイクル動力発生装置の熱サ
イクル図 【図３】ガスタービン装置において、付帯する排熱ボイ
ラ装置にて発生した水蒸気を燃焼器部に注入する従来の
チェンサイクル動力発生装置の熱サイクル図 【図４】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項２】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の熱サイクル図 【図５】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項３】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の熱サイクル図 【図６】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置を組
合せた 【特許請求範囲】 【請求項４】にて示す本発明による熱サイクル動力発生
装置の機器関連図 【図７】 【図１】における熱サイクル各部の作動流体の種類と状
態値の代表的数値 【図８】ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装置と給
水ポンプ装置と燃料ポンプ装置（または燃料ガス圧縮機
装置）を同一のケーシング内に入れた 【特許請求範囲】の 【請求項５】と 【請求項６】と 【請求項７】の熱サイクル動力発生装置の組立断面図左
半分 【図９】ガスタービン装置を用いた熱サイクル動力発生
装置の相対熱サイクル効率と圧縮機圧力比の関係図 【図１０】 【図１】に示す本発明による基本的な熱サイクル動力発
生装置において、相対熱サイクル効率に対するボイラ給
水ポンプ圧力比の関係図 【図１１】 【図１】に示す本発明による基本的な熱サイクル動力発
生装置において、相対熱サイクル効率に対する高圧排熱
ボイラ装置の排気と給水の温度差の関係図 【図１２】ガスタービン装置を用いた熱サイクル動力発
生装置について、経済性を総合評価した例 【符号の説明】 １はガスタービン装置の圧縮機段落 ２はガスタービン
装置の燃焼器 ３はガスタービン装置のタービン段落
４はガスタービン用発電機 ５は高圧排熱ボイラ装置
６は低圧排熱ボイラ装置 ７はボイラ給水ポンプ装置
８は背圧蒸気タービン装置 ９は蒸気タービン用発電機
１０は給水ライン減圧装置 １１は背圧蒸気タービン
装置出口とガスタービン装置の燃焼器の間に設けた配管
等の水蒸気の連絡機構 １２はガスタービン車軸 １３
は蒸気タービン車軸 １４は復水タービン用復水器 １
５は循環水冷却装置 １６は循環水冷却装置用空気供給
装置 １７は循環水用ポンプ装置 １８は復水蒸気ター
ビン装置 １９は再生熱交換器 ２０は燃料ポンプ装置
（または燃料ガス圧縮機装置） ２１はケーシング ２２は蒸気軸受 ２３は磁気軸継手 Ａはガスタービン装置用吸気 Ｂはガスタービン装置用
燃料 Ｃは排熱ボイラ装置用給水 Ｄは高圧排熱ボイラ
装置排気 Ｅは低圧排熱ボイラ装置排気 Ｆは循環水冷
却装置吸気 Ｇは循環水冷却装置排気 Ｈは排熱ボイラ
装置より抽出される給湯用温水 ａはガスタービン装置の圧縮機段落入口 ｂはガスター
ビン装置の圧縮機段落出口 ｃはガスタービン装置の燃
焼器入口 ｄはガスタービン装置の燃焼器出口またはタ
ービン段落入口 ｅはガスタービン装置のタービン段落
出口 ｆは高圧排熱ボイラ装置の排ガス入口 ｇは高圧
排熱ボイラ装置の排ガス出口 ｈは高圧排熱ボイラ装置
の分岐排ガス出口 ｉはボイラ給水ポンプ装置入口 ｊ
はボイラ給水ポンプ装置出口または高圧排熱ボイラ装置
給水入口 ｋは高圧排熱ボイラ装置の高圧水蒸気出口ま
たは蒸気タービン装置の高圧水蒸気入口 ｌは蒸気ター
ビン装置の排出水蒸気出口 ｍは低圧排熱ボイラ装置の
排ガス入口 ｎは低圧排熱ボイラ装置の排ガス出口 ｐ
は低圧排熱ボイラ装置の給水入口 ｑは低圧排熱ボイラ
装置の低圧水蒸気出口 ｒはガスタービン装置の燃焼器
またはタービン段落入口に設けた水蒸気流入口 ｓは復
水タービン混圧蒸気入口
フロントページの続き
(51)Int.Cl.7 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考）
Ｆ０２Ｃ 7/32 Ｆ０２Ｃ 7/32
7/36 7/36
Ｆ２２Ｂ 1/18 Ｆ２２Ｂ 1/18 Ｄ
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 【請求項１】 圧縮機段落、燃焼器、タービン段落によ
って構成されるオープンサイクルのガスタービン装置に
おいて、上記タービン段落より排出される排ガスの系統
に高圧排熱ボイラ装置を連結し、上記高圧排熱ボイラ装
置にて発生する高圧水蒸気の系統に背圧蒸気タービン装
置を連結し、上記背圧蒸気タービン装置における水蒸気
の排出口と上記ガスタービン装置の燃焼器の間に上記排
出水蒸気を通す連結機構を設ける。加えて上記高圧排熱
ボイラ装置の排ガス系統の中間より分岐した排ガス系統
に低圧排熱ボイラ装置を連結し、または上記高圧排熱ボ
イラ装置の排ガス系統の中間に低圧排熱ボイラ装置を挿
入し、上記低圧排熱ボイラ装置にて発生する低圧水蒸気
の出口と上記ガスタービン装置の燃焼器の間に、または
上記背圧蒸気タービン装置における水蒸気の排出口と上
記ガスタービン装置の燃焼器の間に設けた上記連結機構
との間に、上記低圧水蒸気を通す連結機構を設ける。以
上の如く構成された熱サイクル動力発生装置 【請求項２】 【請求項１】において低圧排熱ボイラ装置および上記低
圧排熱ボイラ装置と燃焼器の間に設けた低圧水蒸気の上
記連結機構を除いた熱サイクル動力発生装置 【請求項３】 【請求項１】または 【請求項２】において再生熱交換器を圧縮機段落と燃焼
器の間に設置し、タービン段落より出る排ガスによって
圧縮機段落より出る空気を予熱し、上記再生熱交換器よ
り出る排ガスの系統を高圧排熱ボイラ装置に連結する熱
サイクル動力発生装置 【請求項４】 ガスタービン軸と蒸気タービン軸を機械
的に連結した 【請求項１】または 【請求項２】または 【請求項３】の熱サイクル動力発生装置 【請求項５】 ガスタービン装置と背圧蒸気タービン装
置を同一のケーシング内に入れた 【請求項１】または 【請求項２】または 【請求項３】の熱サイクル動力発生装置 【請求項６】 給水ポンプ装置をガスタービン装置や背
圧蒸気タービン装置と同一のケーシング内に入れた 【請求項５】の熱サイクル動力発生装置 【請求項７】 燃料ポンプ装置または燃料ガス圧縮機装
置をガスタービン装置や背圧蒸気タービン装置と同一の
ケーシング内に入れた 【請求項５】の熱サイクル動力発生装置
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000132975A JP2001271611A (ja) | 2000-03-28 | 2000-03-28 | 熱サイクル動力発生装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000132975A JP2001271611A (ja) | 2000-03-28 | 2000-03-28 | 熱サイクル動力発生装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001271611A true JP2001271611A (ja) | 2001-10-05 |
Family
ID=18641564
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000132975A Pending JP2001271611A (ja) | 2000-03-28 | 2000-03-28 | 熱サイクル動力発生装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001271611A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7707818B2 (en) | 2008-02-11 | 2010-05-04 | General Electric Company | Exhaust stacks and power generation systems for increasing gas turbine power output |
| CN112594066A (zh) * | 2020-11-18 | 2021-04-02 | 西北工业大学 | 一种用于水下半闭式循环动力系统的废气增压排放装置 |
-
2000
- 2000-03-28 JP JP2000132975A patent/JP2001271611A/ja active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7707818B2 (en) | 2008-02-11 | 2010-05-04 | General Electric Company | Exhaust stacks and power generation systems for increasing gas turbine power output |
| CN112594066A (zh) * | 2020-11-18 | 2021-04-02 | 西北工业大学 | 一种用于水下半闭式循环动力系统的废气增压排放装置 |
| CN112594066B (zh) * | 2020-11-18 | 2022-12-02 | 西北工业大学 | 一种用于水下半闭式循环动力系统的废气增压排放装置 |
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Legal Events
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|---|---|---|---|
| A711 | Notification of change in applicant |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A711 Effective date: 20041020 |
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| RD02 | Notification of acceptance of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7422 Effective date: 20041020 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A821 Effective date: 20041021 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20050104 |