【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、気体燃料や液体燃料を燃焼させるガスタービン用低ＮＯｘ燃焼器において、素早くしかも確実にガスタービンを着火・起動するためのガスタービン用低ＮＯｘ燃焼器の着火装置とその着火方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、環境面への配慮から、燃焼時に発生する窒素酸化物（ＮＯｘ）と一酸化炭素や炭化水素などの未燃燃料の排出を数ｐｐｍレベルまで低減する低ＮＯｘ燃焼器が実用化されている。この低ＮＯｘ燃焼器では例えば希薄予混合燃焼方式を採用し、燃料と燃焼用空気を予混合して燃料の希薄な混合ガスとし、これを比較的低温で燃焼させてサーマルＮＯｘの発生を抑制している。
【０００３】
しかし、例えばメタンを主成分とする都市ガス燃料では室温・大気圧下で当量比０．５程度以下の希薄予混合気に着火出来ないという欠点があり、当量比０．５から１．４程度のリッチ混合気にどの様にして確率１００％で着火するかが実用上の課題である。そのため、図１０に示すように、着火起動時のみ点火栓を燃焼室の内部に突き出す方式（特許第３３００７５８号）などが提案されている。
【０００４】
すなわち、従来の点火に最適な制御が出来るガスタービン燃焼器の点火方法とその点火栓２０は、背面側に設けられたピストン２１に受圧される空気圧とこれに抗する付勢力の作用により燃焼器２２の壁内に進退可能に構成されている。この点火栓２０本体により燃料の点火を行なうガスタービン燃焼器の点火方法においては、点火栓２０本体の挿入ストローク工程に、ガス燃料点火に最適な位置、液体燃料点火に最適な位置にくるように、そのストローク長を設定すると共に、点火栓２０先端で点火火花を飛ばしたまま、夫々の点火位置で着火が可能な着火時間を確保出来るように点火栓２０本体をストローク長位置まで燃焼器２２の壁内に緩速で挿入させた後、火炎で点火栓２０の先端が焼損するのを防止するため挿入速度よりも速い速度で元の位置に退避させることを特徴としている。
【０００５】
背面側に設けられたピストン２１に受圧される空気圧とこれに抗する付勢力の作用により燃焼器２２壁内に進退可能に構成された点火栓２０本体を備えたガスタービン用燃焼器の点火栓において、ピストン２１の空気圧受圧空間内への空気量供給速度を制御する制御手段を空気源より空気圧受圧空間までの空気系統に介装させ、該制御手段により点火栓２０本体の燃焼器２２の壁内の挿入速度を緩速に、又元の位置への退避速度を挿入速度よりも速い速度になるようにコントロール可能に構成している。
【０００６】
このように、従来の着火装置では、点火栓２０の出し入れの装置とその制御がかなり複雑な構成となり高コストとなり、さらに素早い着火・起動を繰り返すことは実用上出来ないという欠点がある。
【０００７】
さらに、点火栓２０の出し入れの機構が故障すると着火は不可能で、耐久・信頼性が低いという実用上のデメリットもある。
また、着火領域の当量比を確保するために、空気流量を可変機構等で制限する方法も使用されているが、これも可変機構の耐久・信頼性が低いという実用上のデメリットがある。
【特許文献１】
特許第３３００７５８号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
一般的に、連続燃焼器では着火し易い位置は、着火後の火炎熱に曝されるので点火栓の耐久性がないというジレンマがある場合が多い。そこで、燃焼器の内部に点火装置を出し入れできるような可変機構を持つことが提示されている。この方法は、燃焼室内の空間的な当量比分布が大きい場合に特に有利になる。しかし、装置が複雑で構成機器の信頼性やコスト等に課題があり、コージェネレーションなどの小型分散動力に使用するマイクロガスタービン用燃焼器では実用的ではない。このようなマイクロガスタービン用燃焼器の着火方法は簡便で安価な方法が望まれている。この場合、燃焼器では広い運転条件で希薄燃焼の安定性を確保すると同時に必要な時に直ちに１００％の確率で着火・起動することが必須である。
【０００９】
また、特に都市ガスなどの気体燃料を燃焼させる場合には、爆燃を防止する観点から排気煙道のガスパージを実施する必要があり、実際の着火起動前にガスタービンを起動用モータ等でフリーランして空気置換を実施している。
そのため、実際のガスタービンでは規定の回転速度と時間のフリーランを実施した後にその回転速度のままで規定の燃料を供給して着火・起動と加速をしている場合が多い。
【００１０】
このため、空気流量に応じて最適な当量比になるように燃料を供給するので相対的に多くの燃料を燃焼室内に噴射することになる。さらに、このように燃焼室内に一定の空気が流れていると点火装置による火炎核の形成と火炎の伝播に悪影響がでることがあり、それを回避するため必要以上に多量の燃料を噴射することになる。このため、例えば着火ミスが発生した場合には多量の未燃燃料が排気されることになるし、あるいは最悪のときには爆燃の確率が増加するという危惧があり、ガスタービンの開発に際しては慎重に着火条件等を探ることになる。
【００１１】
本発明は、以上の課題を解決するために案出されたものである。すなわち、本発明の目的は、最少量の燃料で確実な着火・起動と安定な自立火炎を短時間に形成することを目的としたマイクロガスタービン用低ＮＯｘ燃焼器の着火装置とその方法を提供することである。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明のガスタービン用燃焼器の着火装置は、燃焼器の略中央に配置し、燃焼室に向けて燃料を噴射する燃料噴射ノズルと、燃焼室に連通して燃料噴射ノズルの周囲に環状に形成し、燃焼室に空気を供給する空気流路と、燃焼室の側壁に配置して、燃料と空気の混合気に着火しガスタービンを起動する点火栓と、を備え、空気流路の環状通路において、燃焼室に流入する通路出口外径が２Ｒ１で、燃焼室の内径が２Ｒ０とするときに、２Ｒ１≦Ｒ０となるように燃焼室内径を形成すると共に、点火栓の下流方向位置が燃料噴射ノズルの噴孔先端から燃焼室の軸下流方向にＲ０以内の位置に配置されていることを特徴としている。
【００１３】
請求項２に係るガスタービン用燃焼器の着火装置は、点火栓の放電先端面が燃焼室の内壁面と同等から点火栓の径の１／２以内の範囲で突き出してなることを特徴としている。
【００１４】
請求項３に係るガスタービン用燃焼器の着火装置は、点火栓の先端に、燃焼室に導入される空気が点火栓の先端に導入される空気通路を設け、点火栓の先端に形成される火炎核が点火栓の先端から燃焼室内に飛び出るようにしたことを特徴としている。
【００１５】
請求項４に係るガスタービン用燃焼器の着火装置は、点火栓が設置されている上流側の燃焼室内面は、平滑面で形成されていることを特徴としている。
【００１６】
請求項５に係るガスタービン用燃焼器の着火方法は、ガスタービンの起動に際して、ガスタービンの出力軸に接続した発電機を起動用モータとして駆動し、ガスタービン軸の回転速度を徐々に増加してガスタービンを構成する圧縮機が空気を吸気して燃焼器に供給する空気流量を時間と共に増加するように構成し、ガスタービンが回転すると同時に点火栓を発火した後に燃料供給を開始する遮断弁を開いて燃料噴射ノズルから燃料噴流を燃焼室内に噴射して燃焼室内に燃料と空気の混合気を形成し、点火栓の先端で形成した放電火炎の火炎核により燃料と空気の混合気に火移りさせ燃焼室内にその火炎を燃焼室の中央領域に伝播させて燃焼室内に自立火炎を形成し着火・起動するようにしたことを特徴としている。
【００１７】
【発明の作用・効果】
（１）ガスタービンの起動時に、回転速度が徐々に加速することによりガスタービンの圧縮機が吸気する空気流量が増加し、燃焼器に導入される空気流量は時間と共に増加する。ところで、都市ガス燃料と空気の混合気に火花放電で着火するには、火花放電エネルギーが十分であれば燃料成分によりほぼ決まり、例えばメタンでは室温・大気圧下の条件で当量比がほぼ０．５が希薄側の着火限界である。
【００１８】
したがって、当量比０．５以上の条件にするには、燃焼器に導入される空気流量が少ない程、より少ない燃料で着火可能な当量比になる。このため、ガスタービンの回転起動とほぼ同時で空気流量が最小の条件で、点火栓先端に燃料噴流を直接噴射する本着火方法は、点火栓の火花放電による火炎核の形成確率を高める。これは着火の第１のステップを確実なものとする効果がある。
【００１９】
（２） 火花放電による火炎核が１００％の確率で形成されても、この火炎核が燃焼室の下流に流されてはガスタービンの着火・起動は不成立である。つまり、火花放電による火炎核が燃料・空気の混合気に火移りして、さらにその火炎が燃焼室の上流に伝播して保炎器に到達することで安定な自立火炎が燃焼室のほぼ中央領域に形成されて、ガスタービン燃焼器への着火が成功したことになる。
【００２０】
火炎の伝播が第２のステップで、自立火炎が保炎器に形成される状態が第３のステップである。このような第１から第３のステップが素早く、しかも短時間内に１００％の確率で完結することが着火過程には必須である。 ところで、ガスタービン起動時には燃焼室内の空気流動として燃焼室上流のコーナー部に２次渦領域が形成（図３）される。この２次渦に載って火炎核が上流方向に流れて、第２のステップが助長され火炎伝播を確実に補助することになる。逆に、例えば、点火栓の先端の流れが、下流方向に流れる場合には、火炎核は燃焼室の下流に向かうのみで、その間に消炎することになる。従って、この２次渦領域をうまく形成させて、着火を確実にさせることができるように本発明の一つのねらいである。
【００２１】
さらに、保炎器は空気流路の内側にあり、上流に伝播した火炎はこの保炎器端面上に接地して火炎の起部が形成されることになり、この火炎起部から旋回気流により火炎柱が燃焼室内に形成されて自立火炎が安定化する。したがって、点火栓の設置場所としては、燃焼室に流入する通路出口外径が２Ｒ１で燃焼室の内径が２Ｒ０とするときに、２Ｒ１≦Ｒ０となるように燃焼室内径を形成すると共にさらに点火栓の設置位置が燃料噴射ノズルの噴孔先端から燃焼室の下流方向にＲ０以内の位置に配置する構成にすることが着火の第２ステップおよび第３ステップを効果的に助長することになる。
【００２２】
（３） 着火の第１ステップである火炎核の形成段階で、燃焼室外周領域に供給される空気の一部が点火栓側壁の途中から導入されて先端でその空気を噴出する構成にして、点火栓先端が燃焼室内壁面と同等の位置にあっても点火栓先端に形成される火花放電の火炎核が燃焼室壁面から例えば５ｍｍ〜１０ｍｍ程度も飛び出して形成される。つまり、燃焼室壁面から離れた比較的広い空間で火炎核が形成されることになり、これにより噴射燃料流量や空気流の変動により燃料・空気の混合状態が空間的に変化した場合でもその影響が少なくなり、着火の第１ステップの確率が向上する。
【００２３】
なお、点火栓の先端を燃焼室壁面から突き出せば同じような効果を得ると考えられるが、その場合には連続燃焼中に点火栓の先端が赤熱されて点火栓の耐久性がないという欠点があり実用的ではない。また、燃料濃度がリッチすぎれば着火はしないので内部に突き出しすぎるのは良くない。さらに、着火する前後では点火栓の先端近傍に燃料・空気の最適な混合気（当量比で０．５〜１．４程度）が必要であるが、一旦、着火した後は燃料ができるだけリーンになるようにしなければ点火栓と燃焼室壁面が赤熱することになる。つまり、連続燃焼中の自立火炎から離れた位置に点火栓先端があるように構成しないと実用化できない。
【００２４】
この点から、着火が成立した後には、点火栓の先端に空気が吹き出る構成にして冷却をかねることが効果的である。 なお、前記したように、着火する前の燃焼室内の空気流動では、図３に示すように、上流の壁面近傍領域に２次渦が比較的広い空間に形成される燃焼器構成であるが、着火した後はこの壁面近傍の２次渦領域が比較的小さな領域になると共に図４に示すように、燃焼室内部に双葉状の循環領域が形成され、これにより火炎が安定化する。このように、着火前後で燃焼室内部の流れパターンを変化させ得る燃焼器構成で、その特徴を利用した点火方法である。
【００２５】
（４） 燃焼室内面は滑らかでかつ壁面の冷却用空気導入や２次燃焼用空気導入などの穴がないので、点火栓先端の局所当量比を一様にしかも乱れなく確実に制御できることになり、火炎核の形成が容易である。
【００２６】
（５） 燃焼室側壁に配置した点火栓先端の燃料濃度を着火可能な当量比の０．５以上から１．４程度にするには、燃料濃度の減衰を考慮して燃焼室内の当量比が理論当量比の１以上である２ないしは４程度のリッチ状態にする必要がある。低ＮＯｘ燃焼器では、希薄燃焼方式によりサーマルＮＯｘの生成を抑制するために燃焼室上流の１次燃焼領域に多量の空気（例えば、圧縮機から供給される全空気流量の５０％程度）を導入するように設計するため、空気流量が多いとそれに比例して噴射すべき燃料流量が多くなり、都市ガス燃料などでは着火ミスによる爆燃などの危険性が増大することになる。
【００２７】
したがって、できるだけ少ない燃料流量で着火させて、しかも着火後のリッチ混合気による温度上昇による過熱を最小限におさえることも必要である。このためには、ガスタービンの回転起動直後の比較的少ない空気流量で着火し、着火後は速やかに加速して空気流量を増加し適正な当量比にすることが望ましい。つまり、起動初期の加速途中で着火させてそのまま回転速度を増加する本特許の着火装置および着火方法が最適である。
【００２８】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態のガスタービン用燃焼器１は、図１に示すように構成されている。マイクロガスタービン２では、圧縮機３が空気を吸引して空気圧力を４気圧程度まで上昇し、その圧縮空気（２００℃程度）で排ガスの熱（６５０℃程度）を回収して、燃焼器１には比較的高い温度の空気（６００℃程度）を供給することにより燃料消費量を節約するタイプで、いわゆる再生式ガスタービンの構成を示す。ここでは、燃焼器１で生成した燃焼ガスでタービン２を駆動するが、このタービン軸４は圧縮機３および発電機５と１本の軸で連結されて、数万ｒｐｍで回転することで発電をするものである。このマイクロガスタービン用低ＮＯｘ燃焼器１の断面構造を図２に示す。燃焼室６の中央に燃料噴射ノズル７があり、その先端の周囲には保炎器８が配置されている。
【００２９】
この燃料ノズル７から燃焼室６に噴射した燃料は、拡散燃焼するので、ここでは拡散燃料噴射ノズルと呼ぶことにする。保炎器８の外周には環状の空気流路９があり、この流路９の上流には、さらに別の燃料噴射ノズル１０が数本と旋回用スワーラ羽根１１が配置されている。この数本の燃料噴射ノズル１０から噴射した燃料は、空気と予混合した後に燃焼室６で希薄燃焼するので、ここでは予混合燃料噴射ノズルと呼ぶことにする。つまり、低ＮＯｘ燃焼運転時には、１次燃焼用空気が空気通路１２の入口から流入し、その通路１２中に予混合燃料噴射ノズル１０が配置されて、さらにその下流のスワーラ羽根１１により予混合気流に旋回速度を付与して、この旋回予混合気は環状の空気流路９から燃焼室６内に流入して希薄予混合燃焼する構成である。
【００３０】
ところで、拡散燃料噴射ノズル７は、先端の複数個の噴孔１３から燃焼室６内にガス燃料を噴射する。拡散燃料噴射ノズル７の先端にある複数の噴孔１３の中の１つの噴孔から噴射された燃料噴流が燃焼室６の側方に配置された点火栓１４の先端領域に到達するように構成されている。このため、ガスタービンの着火・始動時には、拡散燃料噴射ノズル７から燃料噴流が燃焼室６に噴出して、ガスタービンの回転速度がまだ低いために、１次燃焼用空気の流量は微少量であり、燃料噴流は旋回空気流の影響をほとんど受けずに側壁上の点火栓１４の先端まで確実に到達する。そこで、エキサイタからの高電圧により火花放電して火花火炎を点火栓１４の先端のキャップで発生する。
【００３１】
このときに、点火栓１４の側面から導入した空気は、点火栓１４の先端から燃焼室６内に流れ出るので、この火花火炎が燃焼室６のライナ壁面１５から１０ｍｍ程度飛び出て形成される。この火花火炎が火炎核となり、この火炎核が燃焼室６内の混合気に燃え移ると共に、上流領域に火炎伝播して、保炎器８の近傍の再循環領域に到達することで自立火炎が保炎器８の端面から燃焼室６内に形成される。この間に、ガスタービン回転速度は、上昇して１次燃焼用空気の流量が増加し、旋回空気流も形成されるので、拡散燃料噴流はもはや点火栓１４の先端および燃焼室６のライナ壁面１５に到達する前に旋回空気流と混合して燃焼が完結するようになる。
【００３２】
このように、気流の状況を合理的に利用することで点火栓１４の先端がライナ壁面１５と同等か、点火栓１４の径の１／２以内、例えば、多くても２ｍｍ以内の突き出し長さで確実な着火を確保できるのである。一旦着火した後に自立火炎が形成されるとこの火炎により点火栓１４の先端およびライナ壁面１５は赤熱されることがなく、耐久性が保証されることになる。このため、従来のような着火装置の出し入れ機構等を採用する必要がない。
【００３３】
なお、ここでは燃焼室６のライナ内壁面１５には、突起物がなく滑らかな面で構成され、さらにライナ壁面１５を空気冷却していないので、点火栓１４が配置されている位置より上流から供給される燃料・空気の混合気は乱されることなく点火栓１４の先端領域に到達できる構成である。
【００３４】
次に、ガスタービン回転速度が上昇してガスタービンが出力を発生する負荷運転状態になると、予混合燃料噴射ノズル１０から燃料を噴射すると同時に拡散燃料噴射ノズル７からの燃料を減少し、ほぼ全体の燃料供給量の１／１０から１／２０程度の微少流量のみが拡散燃料噴射ノズル７から直接噴射されて燃焼室６にパイロット火炎を形成する。このようなパイロット火炎の補助の下に希薄予混合燃焼を一定温度（１４００℃〜１５００℃一定）になるように制御することで、排ガス中のＮＯｘ濃度が１０ｐｐｍ（酸素１６％換算値）未満でＣＯ濃度や未燃炭化水素濃度が数〜数十ｐｐｍ以下の低エミッション燃焼が実現できることが特徴である。
【００３５】
なお、上記では燃料としてガス燃料の場合を説明したが、液体燃料でも同様のことである。以下では、着火前後における点火栓先端近傍領域における局所当量比の時間変化をもう少し詳細に説明する。
【００３６】
先ず、着火起動時の空気の流れを説明する。ガスタービン軸４が駆動されると圧縮機３により吸引された空気が燃焼室６に供給され、燃焼室６内には図３に示すような空気流動が形成される。つまり、環状の空気流路９から燃焼室６に流入した気流は半径方向に少し拡がりながら下流に流れる主流を形成し、燃焼室６の上流のコーナ部の壁面の流域には逆流領域（２次渦）を形成する。
【００３７】
環状の空気流路９の外径２Ｒ１に対して燃焼室６の内径２Ｒ０が、２Ｒ１≦Ｒ０の関係になるように構成した時に、図３で示したような明確な逆流領域が形成される。この逆流領域は３次元的に連続であり、ここの断面図では左右の壁面で大きさが異なっているが、これは燃焼室６に導入される際に空気の偏流によりこのような不均一が生じるからである。しかし、この逆流領域は環状の空気流路９の出口からの距離で、１．５Ｒ０から２．５Ｒ０の長さまで下流に伸びる。したがって、この逆流領域に点火栓１４の先端を配置すると、点火栓１４で形成された火炎核はこの２次渦の流れに載って上流側に伝播し易くなる効果がある。このため、点火栓１４を配置する位置は、環状の空気流路９の出口からの距離でＲ０以内の所が良好である。
【００３８】
詳述すれば、２Ｒ１＝Ｒ０ の場合は、空気流路から流入した空気流が燃焼室６中心と壁とのほぼ中央を流れ出て、下流で拡がりながら、燃焼室６の壁面まで広がっていく。このときの空気の利用率は比較的良い。しかし、２Ｒ１＞Ｒ０では空気流は燃焼室６の壁に近いところから下流に向かって広がっていくことになり燃焼室６の中央領域は空気が相対的に不足することになる。このため、火炎核の伝播（第２ステップ）と火炎の保持（第３ステップ）が不十分になる。２Ｒ１＜Ｒ０では燃焼室６の中央領域に主に空気流が流れることになるが、点火における火炎核の形成には流れがない方がむしろ良いのである。第２ステップと第３ステップも中央領域に空気流が多い方が良好となる。一旦、火炎が形成されてガスタービンが加速されると空気流は通路の上流にあるスワーラにより、旋回が強くかかるようになるので、燃焼室６内に流入する空気流は幾何形状以上に燃焼室６の外側領域、つまり壁のほうに拡大するようになるので、火炎の形成には最適である。
【００３９】
なお、一旦、着火して自立火炎が燃焼室６内に形成されると、図３に示すように、壁面近傍の逆流領域は縮小して、替わりに保炎器８の端面から双葉状の循環領域が燃焼室６の中央領域に形成される。一方、燃焼室６のライナ壁面１５の近傍は毎秒数メートルの速さの順流が形成される。
【００４０】
次に、起動時における図３の空気流動の中で、着火のために拡散燃料噴霧ノズル７から燃料噴流を噴射した場合に、点火栓１４の先端の近傍領域における局所の当量比を実時間で計測した結果を図５に示した。この図５では、拡散燃料噴射ノズル７から噴出する燃料流量を少ない場合と多い場合で６通りに変化したときの局所当量比がガスタービン回転速度の増速につれて時間と共に変化している様子を示す。ここでは、燃焼室６内の空気流量と噴射した燃料流量の割合を平均当量比として、この平均当量比が１．７から５．６程度まで増加させた場合を比較して示した。横軸には経過時間を示し、この時間が約１秒の時にガスタービン軸４が起動を始め、３秒の時に燃料遮断弁をオープンして燃料供給を開始する。
【００４１】
点火栓１４の先端には、約０．２秒の燃料噴射遅れ時間後に最初の燃料が到達することがわかる。ここで比較した燃料流量では、燃料噴射ノズル７の噴出速度が１００ｍ／Ｓ程度から２００ｍ／Ｓ程度の高速噴流である。したがって、図３に示した数ｍ／Ｓ〜１０ｍ／Ｓ程度の空気流動にはほとんど影響されずに直接点火栓１４の先端に到達し、遮断弁オープンから約１秒後には平均当量比と同等の濃度になる。平均当量比２．３から５．６ではこの時間に対する増加割合は同じである。
【００４２】
このため、噴射燃料流量の大小に関係なく、遮断弁オープンから約０．３秒以内（燃料到達遅れ時間である０．２秒を含む）に着火する。つまり、燃料噴流が安定に点火栓１４の先端に供給されて、その局所当量比が０．５を越えて、１．０前後になった瞬間に着火することがわかる。
図５に示した局所当量比は点火栓１４の先端が燃焼室６のライナ内壁面１５から１ｍｍ突き出た場合である。この突き出し長さＬｓが０ｍｍ、１ｍｍと２ｍｍの場合に点火栓１４の先端の局所当量比を比較した結果が図６である。この図６では、燃料噴射時における燃焼室６内の平均当量比が約３の場合である。燃料噴流が直接点火栓１４の先端領域に到達しているので０ｍｍから２ｍｍ程度の範囲では局所当量比はほぼ同等で大きな差は生じない。
【００４３】
なお、ガスタービン２の回転速度が増加して空気流量が増加すると、例えば、経過時間で約７秒には点火栓１４の先端の局所当量比は平均当量比よりかなりリーンになり、局所当量比で０．１程度になることがわかる。ここで示したのは、着火しない場合の当量比であり、実際に着火した場合には、図４に示したように、燃焼室６内に火炎が形成され、その燃焼により燃焼ガスが膨張して加速されるとともに空気流量も増加するため、燃料は空気と混合して燃焼しつつ減速し、燃料噴流はもはや点火栓１４の先端およびライナ壁面１５にはほとんど到達出来なくなることを現している。
【００４４】
一方、図６の拡散燃料噴射の場合と比較するために、予混合燃料噴射の場合を図７に示した。予混合燃料噴射の場合には、環状の空気流路１２の上流で予め空気と混合した後に燃焼室６内に予混合気が流入するため、燃焼室６内の予混合気の流動パターンは図３に示した空気流動と同じである。このため、経過時間３秒の時に燃料遮断弁をオープンして燃料供給を開始しても点火栓先端に燃料が到達するまでに約１秒近くの時間遅れが生じる。つまり、予混合気が燃焼室６の主流に載って下流に流れるが、点火栓１４の先端があるライナ壁面１５の近傍には２次渦領域が形成されているので、この領域に予混合気が取り込まれるには遅れ時間が１秒近く必要になるためである。
【００４５】
さらに、この２次渦流域内の燃料濃度は空間的あるいは時間的な分布が大きくなりさらに流速が遅いため外乱に影響されやすく、図７に示すように、点火栓１４の突き出し長さが０ｍｍ、１ｍｍと２ｍｍで大きく局所当量比が変化することになる。このため、予混合燃料噴射による着火では、着火遅れが燃料供給から２秒〜３秒程度もあることになり、しかも、点火栓１４の先端位置が１ｍｍ程度ずれただけでも着火しない可能性がある。このように、燃料供給からの着火遅れ時間を短縮したり着火の当量比を確保するため、噴射する燃料流量が多くなることは、爆燃の危険性が生じることになり、実用的ではない。
【００４６】
ところで、図８に示すように、点火栓１４は燃焼器ケーシングに固定されて、その先端は燃焼器１のライナ内壁面１５と同じかせいぜい２ｍｍ以内の突き出し位置に設置する。この時、ライナの外周は１次燃焼用空気が流れていて、この空気の一部が点火栓１４の側壁にある通路１６を通り、その先端から燃焼室６内に空気が流入するように構成している。このように構成することで、点火栓１４の先端に形成される火花火炎は燃焼室６内に数ｍｍから１０ｍｍ程度まで伸びて形成されることになる。
【００４７】
なお、上記では火花火炎による点火栓１４を例にして示したが、トーチ点火や、あるいはグロー点火等でも局所当量比の着火性については同様に扱うことができ、本発明を適用できる。
【００４８】
【その他の実施の形態】
本発明の実施の形態はガス燃料であるが、この他図９に示す液体燃料の燃焼器６２にも実施することができ、前記と同様な作用効果を奏する。図中６０は燃焼室、６１はスワーラ羽根、６７は液体燃料噴射ノズル、６２は空気通路をそらぞれ示す。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の代表的な実施の形態例を示す再生式マイクロガスタービンの概略構成図である。
【図２】本発明の実施例のマイクロガスタービン用低ＮＯｘ燃焼器の構造を示す構成図である。
【図３】本発明の代表的な実施の形態例において着火直前の燃焼室内の空気流動パターンを示す線図である。
【図４】本発明の代表的な実施の形態例において着火後の自立火炎形成時における燃焼室内の流動パターンを示す線図である。
【図５】本発明の代表的な実施の形態例において着火時における燃焼室内平均当量比と点火栓先端の局所当量比の比較を示す線図である。
【図６】本発明の代表的な実施の形態例において拡散燃料噴射の場合における点火栓先端近傍の局所当量比の比較を示す線図である。
【図７】本発明の代表的な実施の形態例において予混合燃料噴射の場合における点火栓先端近傍の局所当量比の比較を示す線図である。
【図８】本発明の代表的な実施の形態例において点火栓の先端の空気導入の構成を示す構成図である。
【図９】本発明の代表的なその他の実施の形態例の液体燃料の燃焼器の構成を示す構成図である。
【図１０】従来の点火方法を示す構成図である。
【符号の説明】
１…燃焼器
２…ガスタービン
３…圧縮機
４…タービン軸
５…発電機
６…燃焼室
７…燃料噴射ノズル
８…保炎器
９…空気通路
１１…旋回用スワーラ羽根
１４…点火栓
１５…ライナ壁面[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an ignition device for a gas turbine low NOx combustor for igniting and starting a gas turbine quickly and reliably, and a method for igniting the same, in a low NOx combustor for a gas turbine burning gaseous fuel or liquid fuel.
[0002]
[Prior art]
In recent years, from the viewpoint of environmental considerations, a low NOx combustor has been put into practical use that reduces the emission of unburned fuel such as nitrogen oxides (NOx) and carbon monoxide and hydrocarbons generated during combustion to a level of several ppm. . This low NOx combustor employs, for example, a lean premixed combustion system, in which fuel and combustion air are premixed to make a lean mixture of fuel, which is burned at a relatively low temperature to suppress the generation of thermal NOx. ing.
[0003]
However, for example, a city gas fuel containing methane as a main component has a disadvantage that a lean premixed gas having an equivalent ratio of about 0.5 or less cannot be ignited at room temperature and atmospheric pressure, and the equivalent ratio is about 0.5 to 1.4. Is a practical problem how to ignite the rich mixture with a probability of 100%. Therefore, as shown in FIG. 10, a method of protruding an ignition plug into a combustion chamber only at the time of starting ignition (Japanese Patent No. 3303008) has been proposed.
[0004]
In other words, the conventional ignition method for a gas turbine combustor capable of performing optimal control for ignition and the ignition plug 20 thereof use the air pressure received by the piston 21 provided on the back side and the action of the urging force opposing the air pressure. It is configured to be able to advance and retreat within the wall 22. In the ignition method for a gas turbine combustor in which fuel is ignited by the ignition plug 20 main body, an optimal position for gas fuel ignition and an optimal position for liquid fuel ignition are set in the insertion stroke process of the ignition plug 20 main body. The stroke length is set, and the main body of the ignition plug 20 is moved to the stroke length position so that the ignition time at which the ignition is possible can be secured at each ignition position while the ignition spark is skipped at the tip of the ignition plug 20. After being slowly inserted into the wall, the ignition plug 20 is retracted to the original position at a speed higher than the insertion speed in order to prevent the end of the ignition plug 20 from burning due to the flame.
[0005]
A spark plug for a gas turbine combustor having a spark plug 20 main body configured to be able to advance and retreat into the wall of a combustor 22 by the action of air pressure received by a piston 21 provided on the back side and an urging force opposing the air pressure. In the above, control means for controlling the air supply speed of the piston 21 into the air pressure receiving space is interposed in the air system from the air source to the air pressure receiving space, and the control means controls the wall of the combustor 22 of the ignition plug 20 main body. The insertion speed in the inside can be controlled to be slow, and the retreat speed to the original position can be controlled so as to be faster than the insertion speed.
[0006]
As described above, the conventional ignition device has disadvantages in that the device for inserting and removing the ignition plug 20 and the control thereof have a considerably complicated configuration, resulting in high cost, and it is not practical to repeat ignition and startup quickly.
[0007]
Further, if the mechanism for inserting and removing the ignition plug 20 fails, ignition is impossible, and there is a practical disadvantage that durability and reliability are low.
Further, in order to secure the equivalent ratio in the ignition region, a method of restricting the air flow rate using a variable mechanism or the like is also used, but this also has a practical disadvantage that the durability and reliability of the variable mechanism are low.
[Patent Document 1]
Patent No. 3300758
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
In general, in a continuous combustor, there is often a dilemma that a position where ignition is likely to occur is exposed to flame heat after ignition, so that the durability of the ignition plug is not high. Therefore, it has been proposed to have a variable mechanism that allows the ignition device to be taken in and out of the combustor. This method is particularly advantageous when the spatial equivalence ratio distribution in the combustion chamber is large. However, the device is complicated, and there are problems in reliability and cost of the components, and it is not practical for a combustor for a micro gas turbine used for small distributed power such as cogeneration. A simple and inexpensive method for igniting such a micro gas turbine combustor is desired. In this case, it is essential for the combustor to ensure the stability of lean combustion under a wide range of operating conditions, and at the same time, to ignite and start with a 100% probability as needed.
[0009]
Also, especially when burning gaseous fuel such as city gas, it is necessary to carry out gas purging of the exhaust flue from the viewpoint of preventing deflagration. Air replacement.
Therefore, in an actual gas turbine, after performing a free-run at a specified rotation speed and time, ignition, startup, and acceleration are often performed by supplying a specified fuel while maintaining the rotation speed.
[0010]
For this reason, since the fuel is supplied so as to have an optimal equivalence ratio in accordance with the air flow rate, a relatively large amount of fuel is injected into the combustion chamber. Furthermore, such a constant flow of air in the combustion chamber may have an adverse effect on the formation of a flame nucleus by the igniter and the propagation of the flame, and injecting an unnecessarily large amount of fuel to avoid this. become. For this reason, for example, if an ignition error occurs, a large amount of unburned fuel will be exhausted, or in the worst case, the probability of deflagration will increase. We will search for conditions and the like.
[0011]
The present invention has been devised to solve the above problems. That is, an object of the present invention is to provide an ignition device for a low NOx combustor for a micro gas turbine and a method thereof for the purpose of forming a reliable ignition / startup and a stable self-supporting flame in a short time with a minimum amount of fuel. It is to be.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
An ignition device for a gas turbine combustor according to the first aspect of the present invention includes a fuel injection nozzle which is disposed substantially at the center of the combustor and injects fuel toward the combustion chamber, and a fuel injection nozzle which communicates with the combustion chamber. An air passage formed annularly around the periphery and supplying air to the combustion chamber, and a spark plug arranged on the side wall of the combustion chamber to ignite a mixture of fuel and air and start a gas turbine, In the annular passage of the flow passage, the outside diameter of the passage outlet flowing into the combustion chamber is 2R1And the inner diameter of the combustion chamber is 2R0And 2R1≤R0And the position of the ignition plug in the downstream direction is R from the tip of the injection hole of the fuel injection nozzle in the axial downstream direction of the combustion chamber.0It is characterized by being arranged in the position within.
[0013]
The ignition device for a gas turbine combustor according to claim 2 is characterized in that the discharge tip surface of the spark plug protrudes within a range equal to the inner wall surface of the combustion chamber and within a half of the diameter of the spark plug. .
[0014]
In the ignition device for a gas turbine combustor according to claim 3, an air passage through which air introduced into the combustion chamber is introduced into the tip of the ignition plug is provided at the tip of the ignition plug, and is formed at the tip of the ignition plug. It is characterized in that the flame kernel protrudes into the combustion chamber from the tip of the spark plug.
[0015]
The ignition device for a gas turbine combustor according to claim 4 is characterized in that the inner surface of the combustion chamber on the upstream side where the spark plug is installed is formed as a smooth surface.
[0016]
In the ignition method for a gas turbine combustor according to claim 5, when starting the gas turbine, the generator connected to the output shaft of the gas turbine is driven as a starting motor, and the rotation speed of the gas turbine shaft is gradually increased. A shut-off valve configured to increase the flow rate of air supplied to a combustor by taking in air from a compressor constituting a gas turbine with time, and to start fuel supply after firing a spark plug at the same time as the gas turbine rotates. To open the fuel jet from the fuel injection nozzle into the combustion chamber to form a mixture of fuel and air in the combustion chamber, and the mixture of fuel and air is ignited by the flame nucleus of the discharge flame formed at the tip of the spark plug. The flame is transferred to the combustion chamber and propagated to the central region of the combustion chamber to form a self-supporting flame in the combustion chamber to ignite and start.
[0017]
[Action and Effect of the Invention]
(1) When the gas turbine is started, the rotational speed gradually increases, so that the air flow rate taken by the compressor of the gas turbine increases, and the air flow rate introduced into the combustor increases with time. By the way, in order to ignite a mixture of city gas fuel and air by spark discharge, if the spark discharge energy is sufficient, it is almost determined by the fuel component. For example, in the case of methane, the equivalent ratio is approximately 0. 0 at room temperature and atmospheric pressure. 5 is the ignition limit on the lean side.
[0018]
Therefore, in order to satisfy the condition of the equivalence ratio of 0.5 or more, the smaller the flow rate of the air introduced into the combustor, the more the equivalence ratio can be ignited with less fuel. Therefore, the ignition method of directly injecting the fuel jet to the tip of the ignition plug under the condition that the air flow rate is minimized almost simultaneously with the rotation start of the gas turbine increases the probability of formation of a flame nucleus due to spark discharge of the ignition plug. This has the effect of ensuring the first step of ignition.
[0019]
(2) (1) Even if a flame nucleus is formed by spark discharge with a probability of 100%, if this flame nucleus flows downstream of the combustion chamber, ignition and startup of the gas turbine are not established. In other words, the flame nucleus due to the spark discharge burns to the mixture of fuel and air, and the flame propagates upstream of the combustion chamber and reaches the flame stabilizer. Once formed in the region, successful ignition of the gas turbine combustor has occurred.
[0020]
The state where the propagation of the flame is the second step and the state where the self-supporting flame is formed in the flame stabilizer is the third step. It is essential for the ignition process that the first to third steps be completed quickly and with a probability of 100% within a short time. By the way, at the time of starting the gas turbine, a secondary vortex region is formed at the corner upstream of the combustion chamber as air flow in the combustion chamber (FIG. 3). The flame kernel flows in the upstream direction on the secondary vortex, and the second step is promoted to surely assist the flame propagation. Conversely, for example, when the flow at the tip of the spark plug flows in the downstream direction, the flame kernel simply goes downstream of the combustion chamber and extinguishes during that time. Therefore, it is an aim of the present invention to form the secondary vortex region well and ensure the ignition.
[0021]
Furthermore, the flame stabilizer is located inside the air flow path, and the flame that has propagated upstream contacts the end face of the flame stabilizer to form a starting portion of the flame. A flame column is formed in the combustion chamber to stabilize the self-supporting flame. Therefore, as a place for installing the spark plug, the outside diameter of the passage outlet flowing into the combustion chamber is 2R.1And the inner diameter of the combustion chamber is 2R0And 2R1≤R0The diameter of the combustion chamber is formed so as to satisfy the following condition.0A configuration in which the second and third steps of the ignition are effectively promoted.
[0022]
(3) In the flame nucleus formation stage, which is the first step of ignition, a part of the air supplied to the outer peripheral region of the combustion chamber is introduced from the middle of the ignition plug side wall and the air is ejected at the tip, Even when the tip of the spark plug is located at the same position as the wall surface of the combustion chamber, the flame nucleus of the spark discharge formed at the tip of the spark plug protrudes from the wall surface of the combustion chamber by, for example, about 5 mm to 10 mm. In other words, a flame nucleus is formed in a relatively large space away from the combustion chamber wall surface, and even if the mixed state of fuel and air changes spatially due to fluctuations in the injected fuel flow rate or air flow, the effect is also affected. Is reduced, and the probability of the first step of ignition is improved.
[0023]
It is considered that the same effect can be obtained by projecting the tip of the spark plug from the wall of the combustion chamber.However, in this case, there is a disadvantage that the spark plug tip is glowed during continuous combustion and the durability of the spark plug is not durable. There is not practical. If the fuel concentration is too rich, ignition does not take place, so it is not good to protrude too much inside. Further, before and after ignition, an optimal mixture of fuel and air (equivalent ratio of about 0.5 to 1.4) is required near the tip of the spark plug. However, once the fuel is ignited, the fuel is as lean as possible. Otherwise, the spark plug and the combustion chamber wall will glow red. That is, unless the spark plug tip is located away from the self-supporting flame during continuous combustion, it cannot be put to practical use.
[0024]
From this point, it is effective to adopt a configuration in which air is blown out to the tip of the ignition plug after ignition has been established, and also to perform cooling. As described above, in the air flow in the combustion chamber before the ignition, as shown in FIG. 3, the combustor configuration is such that a secondary vortex is formed in a relatively large space in the region near the upstream wall surface. After ignition, the secondary vortex region near the wall surface becomes a relatively small region, and a bilobal circulation region is formed inside the combustion chamber as shown in FIG. 4, thereby stabilizing the flame. As described above, the present invention is an ignition method using a combustor configuration that can change the flow pattern inside the combustion chamber before and after ignition.
[0025]
(4) Since the inside of the combustion chamber is smooth and has no holes for introducing cooling air or secondary combustion air into the wall, the local equivalent ratio at the tip of the spark plug can be controlled uniformly and without disturbance. The formation of flame nuclei is easy.
[0026]
(5) In order to make the fuel concentration at the tip of the ignition plug located on the side wall of the combustion chamber equal to or greater than the ignitable equivalent ratio of 0.5 to about 1.4, the equivalent ratio in the combustion chamber must be adjusted in consideration of the attenuation of the fuel concentration. It is necessary to make a rich state of about 2 or 4 which is 1 or more of the theoretical equivalent ratio. In the low NOx combustor, a large amount of air (for example, about 50% of the total air flow supplied from the compressor) is introduced into the primary combustion region upstream of the combustion chamber in order to suppress the generation of thermal NOx by the lean combustion method. Therefore, if the air flow rate is large, the fuel flow rate to be injected increases in proportion to the air flow rate. In the case of city gas fuel and the like, the danger of deflagration due to an ignition mistake increases.
[0027]
Therefore, it is also necessary to ignite with a fuel flow rate as small as possible and to minimize overheating due to temperature rise due to the rich mixture after ignition. For this purpose, it is desirable to ignite with a relatively small air flow rate immediately after the rotation start of the gas turbine, and to accelerate quickly after ignition to increase the air flow rate to obtain an appropriate equivalence ratio. In other words, the ignition device and the ignition method according to the present invention, in which the ignition is performed during the acceleration in the early stage of the startup and the rotational speed is increased as it is, are optimal.
[0028]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
A gas turbine combustor 1 according to an embodiment of the present invention is configured as shown in FIG. In the micro gas turbine 2, the compressor 3 sucks air to increase the air pressure to about 4 atm, recovers the heat of the exhaust gas (about 650 ° C.) with the compressed air (about 200 ° C.), and Shows a configuration of a so-called regenerative gas turbine of a type that saves fuel consumption by supplying relatively high temperature air (about 600 ° C.). Here, the turbine 2 is driven by the combustion gas generated by the combustor 1. The turbine shaft 4 is connected to the compressor 3 and the generator 5 by one shaft, and rotates at tens of thousands of rpm to generate power. It is what you do. FIG. 2 shows a sectional structure of the low NOx combustor 1 for a micro gas turbine. A fuel injection nozzle 7 is provided at the center of the combustion chamber 6, and a flame stabilizer 8 is disposed around a tip of the fuel injection nozzle 7.
[0029]
The fuel injected from the fuel nozzle 7 into the combustion chamber 6 undergoes diffusion combustion, and will be referred to as a diffusion fuel injection nozzle here. An annular air flow path 9 is provided on the outer periphery of the flame stabilizer 8, and further several fuel injection nozzles 10 and swirler swirler blades 11 are arranged upstream of the flow path 9. Since the fuel injected from the several fuel injection nozzles 10 is premixed with air and then lean burns in the combustion chamber 6, it is referred to as a premixed fuel injection nozzle here. That is, during the low NOx combustion operation, the primary combustion air flows in from the inlet of the air passage 12, the premixed fuel injection nozzle 10 is arranged in the passage 12, and the premixed airflow is further reduced by the swirler blades 11. The swirling premixed gas flows into the combustion chamber 6 from the annular air flow path 9 to perform lean premixed combustion.
[0030]
Incidentally, the diffusion fuel injection nozzle 7 injects gas fuel into the combustion chamber 6 from the plurality of injection holes 13 at the tip. The fuel jet injected from one of the plurality of injection holes 13 at the end of the diffusion fuel injection nozzle 7 reaches the end region of the ignition plug 14 arranged on the side of the combustion chamber 6. Have been. Therefore, when the gas turbine is ignited / started, the fuel jet flows from the diffusion fuel injection nozzle 7 into the combustion chamber 6 and the rotation speed of the gas turbine is still low, so that the flow rate of the primary combustion air is very small. Yes, the fuel jet reliably reaches the tip of the spark plug 14 on the side wall with little effect from the swirling airflow. Therefore, spark discharge is generated by the high voltage from the exciter, and a spark flame is generated at the cap at the tip of the spark plug 14.
[0031]
At this time, the air introduced from the side of the ignition plug 14 flows out from the tip of the ignition plug 14 into the combustion chamber 6, so that the spark flame is formed to fly out from the liner wall surface 15 of the combustion chamber 6 by about 10 mm. The spark flame becomes a flame kernel, and the flame kernel burns to the air-fuel mixture in the combustion chamber 6 and propagates to the upstream region to reach the recirculation region near the flame stabilizer 8, whereby the self-supporting flame is formed. The flame stabilizer 8 is formed in the combustion chamber 6 from the end face. During this time, the rotation speed of the gas turbine increases, the flow rate of the primary combustion air increases, and a swirling air flow is also formed. Therefore, the diffusion fuel jet is no longer generated at the tip of the spark plug 14 and the liner wall 15 of the combustion chamber 6. Before reaching, the combustion is completed by mixing with the swirling airflow.
[0032]
As described above, the tip of the spark plug 14 is equal to the liner wall 15 by using the airflow condition rationally, or the protrusion length is within 1/2 of the diameter of the spark plug 14, for example, at most 2 mm. Thus, reliable ignition can be ensured. Once a self-supporting flame is formed after ignition, the flame does not cause the tip of the ignition plug 14 and the liner wall surface 15 to glow red, thereby guaranteeing durability. For this reason, it is not necessary to employ a conventional mechanism for taking in and out the ignition device.
[0033]
Here, the liner inner wall surface 15 of the combustion chamber 6 is formed of a smooth surface without protrusions, and furthermore, since the liner wall surface 15 is not air-cooled, it is located upstream from the position where the spark plug 14 is arranged. The supplied fuel / air mixture can reach the tip region of the ignition plug 14 without being disturbed.
[0034]
Next, when the gas turbine rotation speed increases and the gas turbine enters a load operation state in which the output is generated, the fuel is injected from the premixed fuel injection nozzle 10 and the fuel from the diffusion fuel injection nozzle 7 is reduced at the same time. Only a very small flow rate of about 1/10 to 1/20 of the fuel supply amount is directly injected from the diffusion fuel injection nozzle 7 to form a pilot flame in the combustion chamber 6. By controlling the lean premixed combustion to a constant temperature (1400 ° C. to 1500 ° C. constant) with the assistance of such a pilot flame, the NOx concentration in the exhaust gas is less than 10 ppm (converted value of oxygen 16%). It is characterized in that low-emission combustion with a CO concentration or an unburned hydrocarbon concentration of several to several tens ppm or less can be realized.
[0035]
In the above description, the case where gas fuel is used as the fuel has been described, but the same applies to liquid fuel. Hereinafter, the temporal change of the local equivalent ratio in the vicinity of the tip end of the spark plug before and after ignition will be described in more detail.
[0036]
First, the flow of air at the time of starting ignition will be described. When the gas turbine shaft 4 is driven, the air sucked by the compressor 3 is supplied to the combustion chamber 6, and an air flow as shown in FIG. In other words, the airflow that has flowed into the combustion chamber 6 from the annular air flow path 9 forms a main flow that flows downstream while slightly expanding in the radial direction. Vortex).
[0037]
Outer diameter 2R of annular air passage 91Against the inner diameter 2R of the combustion chamber 60Is 2R1≤R0When such a configuration is established, a clear backflow region as shown in FIG. 3 is formed. This backflow region is three-dimensionally continuous and has different sizes on the left and right wall surfaces in the cross-sectional view, but this unevenness is caused by the drift of air when introduced into the combustion chamber 6. This is because it occurs. However, this backflow area is a distance of 1.5R from the outlet of the annular air flow path 9.0From 2.5R0Extends downstream to the length of. Therefore, when the tip of the ignition plug 14 is arranged in the backflow region, the flame kernel formed by the ignition plug 14 has an effect of easily propagating upstream along the flow of the secondary vortex. For this reason, the position where the spark plug 14 is arranged is determined by the distance from the outlet of the annular air flow path 9 to R.0The place within is good.
[0038]
Specifically, 2R1= R0 In the case of (1), the air flow flowing from the air flow path flows out almost at the center between the center of the combustion chamber 6 and the wall, and spreads downstream to the wall surface of the combustion chamber 6. The air utilization at this time is relatively good. However, 2R1> R0In this case, the air flow spreads from a position close to the wall of the combustion chamber 6 toward the downstream, and the central region of the combustion chamber 6 is relatively short of air. Therefore, the propagation of the flame nucleus (second step) and the holding of the flame (third step) become insufficient. 2R1<R0In this case, the air flow mainly flows in the central region of the combustion chamber 6, but it is better that there is no flow in the formation of the flame kernel at the time of ignition. The second and third steps are also better if there is more airflow in the central area. Once the flame is formed and the gas turbine is accelerated, the air flow is swirled strongly by the swirler located upstream of the passage, so that the air flow flowing into the combustion chamber 6 is larger than the geometric shape. It is optimal for the formation of a flame since it will expand towards the outer region of 6, ie towards the wall.
[0039]
It should be noted that, once ignited and a self-supporting flame is formed in the combustion chamber 6, the backflow region near the wall surface is reduced as shown in FIG. An area is formed in the central area of the combustion chamber 6. On the other hand, in the vicinity of the liner wall surface 15 of the combustion chamber 6, a forward flow at a speed of several meters per second is formed.
[0040]
Next, when the fuel jet is injected from the diffusion fuel spray nozzle 7 for ignition in the air flow of FIG. 3 at the time of startup, the local equivalent ratio in the region near the tip of the ignition plug 14 is determined in real time. The measurement result is shown in FIG. FIG. 5 shows how the local equivalent ratio changes with time as the gas turbine rotation speed increases when the fuel flow rate ejected from the diffusion fuel injection nozzle 7 changes in six ways when the flow rate is small and when the fuel flow rate is large. . Here, the ratio of the air flow rate in the combustion chamber 6 to the injected fuel flow rate is taken as the average equivalent ratio, and the case where the average equivalent ratio is increased from 1.7 to about 5.6 is shown for comparison. The elapsed time is shown on the horizontal axis. When this time is about 1 second, the gas turbine shaft 4 starts to start, and when 3 seconds, the fuel cutoff valve is opened to start fuel supply.
[0041]
It can be seen that the first fuel reaches the tip of the ignition plug 14 after a fuel injection delay time of about 0.2 seconds. In the fuel flow rates compared here, the injection speed of the fuel injection nozzle 7 is a high-speed jet of about 100 m / S to about 200 m / S. Therefore, the air reaches the tip of the spark plug 14 almost without being influenced by the air flow of several m / S to 10 m / S shown in FIG. 3, and is equivalent to the average equivalent ratio about one second after the shut-off valve is opened. Concentration. At an average equivalent ratio of 2.3 to 5.6, the rate of increase over this time is the same.
[0042]
Therefore, regardless of the magnitude of the flow rate of the injected fuel, the fuel is ignited within about 0.3 seconds (including the fuel arrival delay time of 0.2 seconds) from the opening of the shut-off valve. In other words, it can be seen that the fuel jet is stably supplied to the tip of the spark plug 14, and the fuel is ignited at the moment when the local equivalent ratio exceeds about 0.5 and becomes about 1.0.
The local equivalent ratio shown in FIG. 5 is when the tip of the spark plug 14 protrudes 1 mm from the liner inner wall surface 15 of the combustion chamber 6. FIG. 6 shows the result of comparing the local equivalent ratio at the tip of the spark plug 14 when the protrusion length Ls is 0 mm, 1 mm, and 2 mm. FIG. 6 shows a case where the average equivalent ratio in the combustion chamber 6 at the time of fuel injection is about 3. Since the fuel jet directly reaches the front end region of the spark plug 14, the local equivalent ratio is substantially equal in the range of about 0 mm to 2 mm, and there is no large difference.
[0043]
When the rotation speed of the gas turbine 2 increases and the air flow rate increases, for example, the local equivalent ratio at the tip of the ignition plug 14 becomes considerably leaner than the average equivalent ratio at about 7 seconds in elapsed time, and the local equivalent ratio It can be seen that the value is about 0.1. What is shown here is the equivalence ratio when no ignition occurs. When the ignition actually occurs, a flame is formed in the combustion chamber 6 as shown in FIG. Since the fuel is accelerated and the air flow rate increases, the fuel mixes with the air, burns, decelerates, and the fuel jet almost no longer reaches the tip of the spark plug 14 and the liner wall 15.
[0044]
On the other hand, for comparison with the case of the diffusion fuel injection of FIG. 6, the case of the premixed fuel injection is shown in FIG. In the case of the premixed fuel injection, the premixed gas flows into the combustion chamber 6 after being mixed with the air upstream of the annular air flow path 12 in advance. 3 is the same as the air flow shown in FIG. For this reason, even if the fuel cutoff valve is opened and the fuel supply is started when the elapsed time is 3 seconds, a time delay of about 1 second occurs until the fuel reaches the tip of the ignition plug. In other words, the premixed air flows on the main flow of the combustion chamber 6 and flows downstream. However, since the secondary vortex region is formed near the liner wall surface 15 where the tip of the ignition plug 14 is located, the premixed air is formed in this region. This is because a delay time of about 1 second is required to be taken in.
[0045]
Furthermore, the fuel concentration in the secondary vortex region has a large spatial or temporal distribution, and is more susceptible to disturbance due to a lower flow velocity. As shown in FIG. 7, the protrusion length of the spark plug 14 is 0 mm, 1 mm. And 2 mm, the local equivalent ratio changes greatly. Therefore, in the ignition by the premixed fuel injection, the ignition delay is about 2 to 3 seconds from the fuel supply, and furthermore, even if the tip position of the spark plug 14 is displaced by about 1 mm, the ignition may not occur. . As described above, in order to shorten the ignition delay time from the fuel supply or to secure the equivalent ratio of the ignition, increasing the flow rate of the injected fuel causes a risk of deflagration and is not practical.
[0046]
By the way, as shown in FIG. 8, the ignition plug 14 is fixed to the combustor casing, and its tip is installed at the same protruding position within 2 mm at most as the liner inner wall surface 15 of the combustor 1. At this time, the primary combustion air is flowing around the outer periphery of the liner, and a part of this air passes through the passage 16 on the side wall of the ignition plug 14, and the air flows into the combustion chamber 6 from the tip thereof. are doing. With such a configuration, the spark flame formed at the tip of the ignition plug 14 is formed in the combustion chamber 6 so as to extend from several mm to about 10 mm.
[0047]
Although the spark plug 14 using spark flame has been described above as an example, the ignitability of the local equivalent ratio can be handled in the same manner in torch ignition or glow ignition, and the present invention can be applied.
[0048]
[Other embodiments]
Although the embodiment of the present invention is a gas fuel, the present invention can also be implemented in a liquid fuel combustor 62 shown in FIG. 9 and has the same operation and effect as described above. In the figure, reference numeral 60 denotes a combustion chamber, 61 denotes a swirler blade, 67 denotes a liquid fuel injection nozzle, and 62 denotes an air passage.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a regenerative micro gas turbine showing a typical embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a configuration diagram illustrating a structure of a low NOx combustor for a micro gas turbine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing an air flow pattern in a combustion chamber immediately before ignition in a typical embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing a flow pattern in a combustion chamber when a self-standing flame is formed after ignition in a typical embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a diagram showing a comparison between an average equivalent ratio in a combustion chamber and a local equivalent ratio at the tip of a spark plug at the time of ignition in a typical embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing a comparison of local equivalent ratios near the tip of the spark plug in the case of diffusion fuel injection in a typical embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a comparison of local equivalent ratios near the tip of the spark plug in the case of premixed fuel injection in a typical embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a configuration diagram showing the configuration of air introduction at the tip of the ignition plug in a typical embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a configuration diagram showing a configuration of a liquid fuel combustor according to another representative embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a configuration diagram showing a conventional ignition method.
[Explanation of symbols]
1. Combustor
2. Gas turbine
3 ... Compressor
4: Turbine shaft
5 ... Generator
6. Combustion chamber
7. Fuel injection nozzle
8 ... flame holder
9 ... Air passage
11 swirler blades for turning
14 ... Spark plug
15… Liner wall
