JP2005299518A - 圧縮機及びこれを備えたガスタービンシステム - Google Patents

Abstract

【課題】 サージングの発生を抑制できる圧縮機を提供する。
【解決手段】 吸入した空気を圧縮して吐出する圧縮機１は、水を圧縮して送り出すポンプ５と、このポンプ５から送り出された水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラー６と、を備える。ボイラー６で生成された乾き蒸気は、圧縮機１による圧縮過程での空気に導入される。
【選択図】 図１

Description

本発明は、軸回転する羽根車を有し、吸入した空気を圧縮して吐出するいわゆるターボ形の圧縮機、及びこれを備えた発電設備等のガスタービンシステムに関する。

一般に、ガスタービンシステムは、図１５に示すように、圧縮機１、燃焼器２及びタービン３を主な構成要素とし、互いに主軸で直結された圧縮機１とタービン３の間に燃焼器２が配設されてなる。このような構成のもと、作動流体となる空気は、主軸の回転によりこれと共に軸回転する圧縮機１内の羽根車の作用で圧縮機１に吸入されて圧縮され、圧縮機１から吐出される。この圧縮空気は燃焼器２に導入され、噴射混合された燃料と共に燃焼する。そして、この高温高圧の燃焼ガスは、タービン３に導入されてタービン３内の動翼、静翼の作用で主軸を回転駆動させた後排出される。このようなガスタービンシステムは、例えば、主軸の回転出力を発電源に活用することで発電設備として成り立ち、また、タービンからの排出ガスを推進力に活用することでジェットエンジンとして成り立つ。但し、圧縮機１については、図１６に示すように、複数段（図１６では２段）に亘って連設されて成るものもあり、この場合、空気は低圧段圧縮機１Ｌ、次の高圧段圧縮機１Ｈを順に経て段階的に圧縮されていく。以降、説明の便宜上図１６のような２段の圧縮機を例として説明するが、本発明は低圧段圧縮機、高圧段圧縮機の内、少なくとも一方が複数の段から成り、全体で３段以上の圧縮機で構成されていても効果を有することは言うまでもない。また、本発明は遠心、軸流、斜流などのいずれの形式の圧縮機にも有効である。

ところで近年のガスタービンシステムには、全体としての効率を高める目的で、種々の工夫が施されている。その１つとして、圧縮機１において、図１７に示すように、低圧段圧縮機１Ｌと次の高圧段圧縮機１Ｈとの空気の流通経路に熱交換器４を備え、この熱交換器４により、低圧段圧縮機１Ｌから吐出されて高圧段圧縮機１Ｈに吸入される空気、すなわち圧縮機１による圧縮過程での空気を冷却するようにしている（例えば、特許文献１参照）。このように圧縮過程での空気を中間的に冷却すると、圧縮機１の駆動に必要とする動力が低減されるため、ガスタービンシステム全体としての効率も向上する。
特開平１１−９３６１９号公報

しかし、上記のように圧縮過程の空気を単に中間冷却した場合、その中間冷却の際に必然的に空気の体積流量が減少するため、特に、この冷却空気が吸入される高圧段圧縮機１Ｈにおいては、空気の流量や圧力が不安定となって流量変動や圧力変動が生じることになり、いわゆるサージング（以下、単に「サージ」と記す）と呼ばれる過大な振動や騒音が発生し得る。このサージは、ガスタービンシステム全体としての効率を悪化させるばかりでなく、圧縮機１そのものの損傷を引き起こすため、その発生を抑止することが重要である。

そこで本発明は、上記の問題に鑑みてなされたものであり、サージの発生を抑制できる圧縮機を提供することをその目的とするものである。また本発明の目的は、効率の優れたガスタービンシステムを提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明による圧縮機は、軸回転する羽根車を有し、吸入した空気を圧縮して吐出する圧縮機において、乾き蒸気を生成して圧縮過程での空気に導入する蒸気生成手段を備えている。これにより、圧縮機による圧縮過程での空気は、導入された乾き蒸気との直接的な熱交換によって効果的に中間冷却されるため、圧縮機の駆動動力が低減されるし、その中間冷却による空気の体積流量の減少分は、導入された乾き蒸気で随時補われるため、サージの発生が抑えられる。しかも、圧縮機に導入される媒体は、液体としての水が事実上存在しない乾き蒸気であるため、圧縮機内の金属部品である翼を腐食させてしまうおそれもない。

ここで具体的には、前記蒸気生成手段は、水を圧縮して送り出すポンプと、このポンプから送り出された水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラーと、より成ることが好ましい。

更に、実用性を踏まえると、前記ボイラーから当該圧縮機に至るまでの乾き蒸気の流通経路に、この流通経路の開閉度合いを調整するバルブを備えることが好ましい。

また、圧縮機の駆動動力をより低減すべく、圧縮過程での空気をより効果的に中間冷却するために、上記の圧縮機が複数段に亘って連設されて成るものであって、低圧段から吐出されて次の高圧段に吸入される空気を冷却する熱交換器を備えており、この熱交換器を経て冷却された空気に、前記蒸気生成手段より乾き蒸気が導入されることが好ましい。

ここで具体的には、前記蒸気生成手段は、水を圧縮して送り出すポンプと、このポンプから送り出された水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラーと、より成っていてもよいし、前記蒸気生成手段は、水を圧縮して前記熱交換器へ冷媒として送り出すポンプと、このポンプから送り出されて前記熱交換器を経た水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラーと、より成っていてもよい。

更に、実用性を踏まえると、前記ボイラーから当該圧縮機に至るまでの乾き蒸気の流通経路に、この流通経路の開閉度合いを調整するバルブを備えてもよいし、前記ポンプから前記熱交換器に至るまでの水の流通経路、及び、前記ボイラーから当該圧縮機に至るまでの乾き蒸気の流通経路のうちの少なくとも一方に、この流通経路の開閉度合いを調整するバルブを備えてもよい。

更に、圧縮機による圧縮過程での空気に適正な流量の乾き蒸気を導入できるようにする観点から、前記低圧段及び前記高圧段各々における空気の出入口各々の圧力を検出する圧力センサーを備え、この圧力センサーの検出結果より算出される前記低圧段及び前記高圧段各々の圧力比と、前記低圧段及び前記高圧段各々の回転数と、前記低圧段及び前記高圧段各々の入口の空気の流量とに基づき、前記低圧段及び前記高圧段各々のサージマージンが互いに等しくなるように、前記バルブの開閉度合いが調整されることが好ましい。或いは、前記低圧段及び前記高圧段各々における空気の圧力を検出する圧力センサーを備え、この圧力センサーの検出結果に基づき、前記低圧段及び前記高圧段各々の圧力変動が互いに等しくなるように、前記バルブの開閉度合いが調整されることが好ましい。

また、上記目的を達成するための本発明によるガスタービンシステムは、上記の圧縮機と、この圧縮機から吐出された空気に燃料を混合して燃焼させる燃焼器と、この燃焼器からの燃焼ガスにより軸回転の出力を得るタービンと、より成る。これにより、圧縮機の駆動動力が低減されるとともにサージの発生が抑制されるため、効率の高いガスタービンシステムが得られる。

また、上記の圧縮機と、この圧縮機から吐出された空気に燃料を混合して燃焼させる燃焼器と、この燃焼器から排出された燃焼ガスにより軸回転の出力を得るタービンと、より成るガスタービンシステムにおいて、タービンからの排熱ガスを熱媒として受け入れる排熱回収ボイラーを前記ボイラーとして備える。これにより、圧縮機の駆動動力が低減されるとともにサージの発生が抑制されるし、これを達成するための乾き蒸気の生成に、タービンからの排熱ガスを有効活用できるため、より効率の高いガスタービンシステムが得られる。

ここで、ガスタービンからの排熱ガスをより有効に活用して、ガスタービンシステム全体の効率を高める観点から、前記排熱回収ボイラーからの乾き蒸気の一部がコージェネレーション用の蒸気として抽出されることが好ましい。

更に、燃焼器での消費される燃料の量を低減する目的で、前記タービンからの排熱ガスを熱媒として受け入れ、前記圧縮機から吐出されて前記燃焼器に導入される空気を加熱する再生器を備えることが好ましい。

また、本発明によれば既設のガスタービンの圧縮機低圧段と高圧段の間に中間冷却用の熱交換器を設置すると共に熱交換器出口と圧縮機高圧段の間に流体を投入することにより、サージを防止しながら既設のガスタービンの出力を増強することができる。特に投入する流体を乾き蒸気とすると液滴による翼の腐食を防止することができ、望ましい。

前記既設のガスタービンに排熱回収ボイラーが併設されている場合、前記圧縮機の段間に投入する流体を排熱回収ボイラーで発生する蒸気とすることができる。本発明では蒸気を圧縮途中の空気に導入するため、圧縮機出口に蒸気を投入する従来技術の蒸気噴射ガスタービンと比較して蒸気の圧力は低くすることが可能であり、コージェネレーション用など比較的耐圧の低い排熱回収ボイラーでも出力増強に流用することが可能となる。

本発明の圧縮機によれば、駆動動力が低減できるとともに、サージの発生が抑制できる。また、本発明のガスタービンシステムによれば、効率の優れたのもの得られる。

以下に、本発明の実施形態について図面を参照しながら詳述する。先ず、本発明の第１実施形態である圧縮機について説明する。図１は第１実施形態である圧縮機の系統図である。なお、図中で図１５〜図１７と同じ名称で同じ機能を果たす部分には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。後述する第２〜第１０実施形態においても同様とする。

図１に示すように、本実施形態の圧縮機１は、主軸と共に軸回転する羽根車を有したターボ形のものであって、軸回転する羽根車の作用によって、入口１ａより吸入した空気を圧縮し、出口１ｂより吐出するものである。この圧縮機１は、主としてガスタービンシステムの一構成要素として適用されるが、単体でも適用が可能である。

本実施形態では、ポンプ５及びボイラー６を備えている。ポンプ５は、供給された水を圧縮して送り出すものである。ボイラー６は、配管を通じてポンプ５から送り出された圧縮水を受け入れて加熱し、これを乾き蒸気に変換するものである。そして、ボイラー６で生成された乾き蒸気は、配管を通じ、圧縮機１のケーシングの中間段の部分に形成された複数の導入口から、圧縮機１内に導入されるようになっている。つまり、圧縮機１による圧縮過程での空気には、乾き蒸気が導入されるようになっている。なお、乾き蒸気へ与える基本の圧送力はポンプ５が担う。

このような構成にすると、圧縮機１による圧縮過程での空気は、導入された乾き蒸気との直接的な熱交換によって効果的に中間冷却されるため、圧縮機１の駆動動力が低減される。また、その中間冷却による空気の体積流量の減少分は、導入された乾き蒸気で随時補われるため、サージの発生が抑えられる。しかも、圧縮機１に導入される媒体は、液体としての水が事実上存在しない乾き蒸気であるため、圧縮機１内の金属部品である翼（羽根車側に固定の動翼やケーシング側に固定の静翼）を腐食させてしまうおそれもない。

ここで、液体状態の水をポンプ５で圧縮してボイラー６へ導いているが、こうすることによって気体を直接圧縮する場合と比較して小さな動力で高圧の気体（ここでは蒸気）を得ることが可能となる。

次に、本発明の第２実施形態である圧縮機について、図２を参照しながら説明する。図２は第２実施形態である圧縮機の系統図である。本第２実施形態の特徴は、第１実施形態の圧縮機を変形し、圧縮機の駆動動力の低減をより図った点にある。なお、第１実施形態と共通する説明は適宜省略する。

図２に示すように、本実施形態の圧縮機１は、複数段（図２では２段）に亘って連設されて成るターボ形のものもあり、空気は低圧段圧縮機１Ｌ、次の高圧段圧縮機１Ｈを順に経て段階的に圧縮されていく。つまり、圧縮機１は、先ず低圧段圧縮機１Ｌにおいて、その入口１Ｌａより吸入した空気を圧縮してその出口１Ｌｂより吐出し、次の高圧段圧縮機１Ｈにおいて、その入口１Ｈａより吸入した低圧段圧縮機１Ｌからの空気を更に圧縮してその出口１Ｈｂより吐出するものである。

本実施形態では、ポンプ５及びボイラー６に加え、低圧段圧縮機１Ｌと次の高圧段圧縮機１Ｈとの空気の流通経路に熱交換器４を備えている。熱交換器４は、低圧段圧縮機１Ｌから吐出されて高圧段圧縮機１Ｈに吸入される空気、すなわち圧縮機１による圧縮過程での空気を中間冷却するものである。そして、ボイラー６で生成された乾き蒸気は、配管を通じ、その中間冷却された空気に導入されるようになっている。

なお、本実施形態では、低圧段圧縮機１Ｌと高圧段圧縮機１Ｈと熱交換器４とを互いに別体で設け、低圧段圧縮機１Ｌから吐出された空気を外部の熱交換器４へ取り出した後高圧段圧縮機１Ｈへ導くようにしているが、低圧段圧縮機１Ｌと高圧段圧縮機１Ｈとが一体的に連設されている場合、低圧段圧縮機１Ｌと高圧段圧縮機１Ｈとの連結部分のケーシングに、ジャケット型の熱交換器４を設けても構わない。

このような構成にすると、圧縮機１による圧縮過程での空気は、先ず熱交換器４によって中間冷却された後、更に導入された乾き蒸気との直接的な熱交換によって効果的に中間冷却されるため、第１実施形態の圧縮機１と比較して、その駆動動力がより低減される。勿論、それらの中間冷却による空気の体積流量の減少分は、導入された乾き蒸気で随時補われるため、サージの発生が抑えられる。

次に、本発明の第３実施形態である圧縮機について、図３を参照しながら説明する。図３は第３実施形態である圧縮機の系統図である。本第３実施形態の特徴は、第２実施形態の圧縮機を変形した点にある。なお、第２実施形態と共通する説明は適宜省略する。

図３に示すように、本実施形態の圧縮機１では、ポンプ５からボイラー６に至るまでの水の流通経路が熱交換器４を経ている。これにより、ポンプ５からの水は冷媒として熱交換器４へ送り出され、この熱交換器４において、圧縮機１による圧縮過程での空気との熱交換により加熱された後（他方の空気は冷却される）、ボイラー６へ導かれ乾き蒸気に変換される。

このような構成にすると、ボイラー６内において、乾き蒸気に変換する対象が加熱された水であるため、ここでの加熱の負担が第２実施形態と比較して減少するため、ボイラー６の小型化を実現できる。これは、熱交換器４で生じる熱を活用した結果と言える。

次に、本発明の第４実施形態である圧縮機について、図４を参照しながら説明する。図４は第４実施形態の一例である圧縮機の系統図である。本第４実施形態の特徴は、第１〜第３実施形態の圧縮機を変形した点にある。なお、第１〜第３実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、第２、第３実施形態の圧縮機１を互いに組み合わせた態様で説明する。

図４に示すように、本実施形態の圧縮機１では、ポンプ５からボイラー６に至るまでの水の流通経路が二股に分かれていて、分岐した一方の流通経路は一旦熱交換器４を経た後、他方の直接ボイラー６へつながる流通経路へ接続されている。ここで、その流通経路における分岐部分には、この流通経路の開閉度合いを調整する第１のバルブ７が設けられている。また、ボイラー６から圧縮機１に至るまでの乾き蒸気の流通経路には、この流通経路の開閉度合いを調整する第２のバルブ８が設けられている。

このような構成にすると、圧縮機１の運転状況に見合うように、第１のバルブ７や第２のバルブ８の開閉度合いを調整することで、熱交換器４への冷媒としての水の供給流量や、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量を調整できるようになる。但し、第１のバルブ７と第２のバルブ８は、必ずしも両方必須というわけではなく、一方を備えていれば、本質的に必要とする圧縮機１への乾き蒸気の導入流量を調整できる。

次に、本発明の第５実施形態である圧縮機について、図５及び図６を参照しながら説明する。図５は第５実施形態の一例である圧縮機の系統図、図６はその圧縮機の特性である流量と圧力比との相関関係を示す図であって、図６（Ａ）は低圧段圧縮機の特性を示し、図６（Ｂ）は高圧段圧縮機の特性を示す。本第５実施形態の特徴は、第４実施形態の圧縮機を変形し、圧縮機１による圧縮過程での空気に適正な流量の乾き蒸気を導入できるように図った点にある。なお、第１〜第４実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、第３実施形態の圧縮機１に第４実施形態の特徴を組み込んだ態様で説明する。

図５に示すように、本実施形態の圧縮機１は、低圧段圧縮機１Ｌの入口１Ｌａ、出口１Ｌｂに、それぞれを流通する空気の圧力を検出する入口側圧力センサー９Ｌａ、出口側圧力センサー９Ｌｂを備えている。更に、高圧段圧縮機１Ｈの入口１Ｈａ、出口１Ｈｂに、それぞれを流通する空気の圧力を検出する入口側圧力センサー９Ｈａ、出口側圧力センサー９Ｈｂを備えている。また本実施形態の第２のバルブ８は、不図示の制御部からの指令で開閉されるようになっている。その指令は、低圧段圧縮機１Ｌ及び高圧段圧縮機１Ｈ各々の圧力センサー９Ｌａ、９Ｌｂ、９Ｈａ、９Ｈｂの検出結果と、低圧段圧縮機１Ｌ及び高圧段圧縮機１Ｈ各々の回転数ＮＬ、ＮＨと、低圧段圧縮機１Ｌ及び高圧段圧縮機１Ｈ各々の入口１Ｌａ、１Ｈａの空気の流量ＧＬａ、ＧＨａとに基づく。

具体的には、制御部において、低圧段圧縮機１Ｌの圧力センサー９Ｌａ、９Ｌｂから出力されたそれぞれの圧力ＰＬａ、ＰＬｂより、圧力比ＰＬｂ／ＰＬａが算出される。一方制御部には、図６（Ａ）に示す低圧段圧縮機１Ｌの特性データが予め格納されている。この特性データは、回転数ごとの流量と圧力比との相関関係をベースとし、サージの発生限界の推測に活用される。そして、制御部は、低圧段圧縮機１Ｌにおける圧力比ＰＬｂ／ＰＬａ、回転数ＮＬ、及び流量ＧＬａと、特性データとを照合し、その運転中の低圧段圧縮機１Ｌにおけるサージ限界の圧力比ＰＬｓ、及びこのサージ限界の圧力比ＰＬｓと動作点ＤＬでの圧力比との差分ＰＬｍを抽出して、サージマージンＰＬｍ／ＰＬｓを算出する（図６（Ａ）参照）。

これと同時に、他方の高圧段圧縮機１Ｈについても同様に、制御部において、高圧段圧縮機１Ｈの圧力センサー９Ｈａ、９Ｈｂから出力されたそれぞれの圧力ＰＨａ、ＰＨｂより、圧力比ＰＨｂ／ＰＨａが算出される。そして、制御部は、高圧段圧縮機１Ｈにおける圧力比ＰＨｂ／ＰＨａ、回転数ＮＨ、及び流量ＧＨａと、予め格納されている高圧段圧縮機１Ｈの特性データとを照合し、その運転中の高圧段圧縮機１Ｈにおけるサージ限界の圧力比ＰＨｓ、及びこのサージ限界の圧力比ＰＨｓと動作点ＤＨでの圧力比との差分ＰＨｍを抽出して、サージマージンＰＨｍ／ＰＨｓを算出する（図６（Ｂ）参照）。

続いて制御部は、低圧段圧縮機１ＬのサージマージンＰＬｍ／ＰＬｓと、高圧段圧縮機１ＨのサージマージンＰＨｍ／ＰＨｓとを比較し、（ＰＬｍ／ＰＬｓ）＜（ＰＨｍ／ＰＨｓ）のときは、高圧段圧縮機１Ｈの動作点ＤＨがサージ限界に対して余裕があるため、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量を減らすように、第２のバルブ８へ流通経路をより閉じる指令を送る。他方、（ＰＬｍ／ＰＬｓ）＞（ＰＨｍ／ＰＨｓ）のときは、高圧段圧縮機１Ｈの動作点ＤＨがサージ限界に対して余裕がないため、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量を増すように、第２のバルブ８へ流通経路をより開く指令を送る。

このように第２のバルブ８の開閉度合いが制御されると、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量は、低圧段圧縮機１Ｌ及び高圧段圧縮機１Ｈ各々のサージマージンＰＬｍ／ＰＬｓ、ＰＨｍ／ＰＨｓが互いに等しくなるように適正に調整されるため、サージの発生を確実に抑制できることになる。

次に、本発明の第６実施形態である圧縮機について、図７及び図８を参照しながら説明する。図７は第６実施形態の一例である圧縮機の系統図、図８はその圧縮機での圧力変動を示す図であって、図８（Ａ）は低圧段圧縮機での一態様を示し、図８（Ｂ）は高圧段圧縮機の一態様を示す。本第６実施形態の特徴は、第５実施形態と同様の観点から、第４実施形態の圧縮機を変形した点にある。なお、第１〜第４実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、第３実施形態の圧縮機１に第４実施形態の特徴を組み込んだ態様で説明する。

図７に示すように、本実施形態の圧縮機１は、低圧段圧縮機１Ｌのケーシングの中間段の部分に、内部を流通する空気の圧力を検出する圧力センサー９Ｌを備えている。更に、高圧段圧縮機１Ｈのケーシングの中間段の部分に、内部を流通する空気の圧力を検出する圧力センサー９Ｈを備えている。また本実施形態の第２のバルブ８は、不図示の制御部からの指令で開閉されるようになっている。その指令は、低圧段圧縮機１Ｌ及び高圧段圧縮機１Ｈ各々の圧力センサー９Ｌ、９Ｈの検出結果に基づく。

具体的には、制御部において、低圧段圧縮機１Ｌの圧力センサー９Ｌから出力された圧力ＰＬより、所定時間内での圧力変動ΔＰＬが算出される（図８（Ａ）参照）。これと同時に、高圧段圧縮機１Ｈの圧力センサー９Ｈから出力された圧力ＰＨより、所定時間内での圧力変動ΔＰＨが算出される（図８（Ｂ）参照）。

続いて制御部は、低圧段圧縮機１Ｌの圧力変動ΔＰＬと、高圧段圧縮機１Ｈの圧力変動ΔＰＨとを比較し、（ΔＰＬ）＜（ΔＰＨ）のときは、高圧段圧縮機１Ｈがサージの発生し易い状況にあるため、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量を増すように、第２のバルブ８へ流通経路をより開く指令を送る。他方、（ΔＰＬ）＞（ΔＰＨ）のときは、高圧段圧縮機１Ｈがサージの発生し難い状況にあるため、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量を減らすように、第２のバルブ８へ流通経路をより閉じる指令を送る。

このように第２のバルブ８の開閉度合いが制御されると、圧縮機１への乾き蒸気の導入流量は、低圧段圧縮機１Ｌ及び高圧段圧縮機１Ｈ各々の圧力変動ΔＰＬ、ΔＰＨが互いに等しくなるように適正に調整されるため、サージの発生を確実に抑制できることになる。

続いて、本発明の第７実施形態であるガスタービンシステムについて、図９及び図１０を参照しながら説明する。図９は第７実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図、図１０は第７実施形態の他の一例であるガスタービンシステムの系統図である。本第７実施形態の特徴は、ガスタービンシステムの一構成要素として上記の第１〜第６実施形態の圧縮機を備えた点にある。なお、第１〜第６実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、代表例として、第１実施形態の圧縮機１を備えた態様を図９に示し、第３実施形態の圧縮機１を備えた態様を図１０に示して説明する。

本実施形態のガスタービンシステムは、図９に示すように、ポンプ５及びボイラー６を備えた圧縮機１と、この圧縮機１から吐出された空気に燃料を混合して燃焼させる燃焼器２と、この燃焼器２からの燃焼ガスにより軸回転の出力を得るタービン３と、より成る。また、図１０に示すように、ポンプ５、ボイラー６、及び熱交換器４を備えた圧縮機１（低圧段圧縮機１Ｌ、高圧段圧縮機１Ｈ）と、燃焼器２と、タービン３と、より成る。

このような構成にすると、上記の第１〜第６実施形態で説明したように、圧縮機１の駆動動力が低減されるとともにサージの発生が抑制されるため、その結果として、ガスタービンシステム全体としての効率も向上することから、効率の高いガスタービンシステムが得られることになる。

次に、本発明の第８実施形態であるガスタービンシステムについて、図１１及び図１２を参照しながら説明する。図１１は第８実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図、図１２は第８実施形態の他の一例であるガスタービンシステムの系統図である。本第８実施形態の特徴は、第７実施形態のガスタービンシステムを変形した点にある。なお、第７実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、代表例として、第１実施形態の圧縮機１を備えた態様を図１１に示し、第３実施形態の圧縮機１を備えた態様を図１２に示して説明する。

図１１及び図１２に示すように、本実施形態のガスタービンシステムは、排熱回収ボイラー１０を備えている。この排熱回収ボイラー１０は、タービン３からの排熱ガスを熱媒として受け入れるものであって、乾き蒸気を生成するボイラー６として機能する。つまり、排熱回収ボイラー１０は、ポンプ５からの水を排熱ガスとの熱交換により加熱し、これを乾き蒸気に変換する。

このような構成にすると、タービン３からの排熱ガスを有効活用できるため、全体としての熱効率が増し、より効率の高いガスタービンシステムが得られる。ここで、既設のガスタービンシステムがもともと排熱回収ボイラー１０を備えたものであって、これに改造を加えて圧縮機１の駆動動力の低減やサージの抑制を図る場合、別個にボイラー６を新設することなく排熱回収ボイラー１０を流用できることから、改造コストを抑えることができる点でも有効である。

次に、本発明の第９実施形態であるガスタービンシステムについて、図１３を参照しながら説明する。図１３は第９実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図である。本第９実施形態の特徴は、第８実施形態のガスタービンシステムを変形した点にある。なお、第８実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、代表例として、第４実施形態の圧縮機１を備えた態様を説明する。

図１３に示すように、本実施形態のガスタービンシステムでは、排熱回収ボイラー１０から第２のバルブ８に至るまでの乾き蒸気の流通経路には、ここから分岐する分岐配管１１が設けられている。この分岐配管１１からは排熱回収ボイラー１０で生成された蒸気の一部が抽出され、他の冷暖房機器や給湯機器にコージェネレーション用の蒸気として利用される。

このような構成にすると、ガスタービンシステム全体としての熱効率がより増す。ここで、既設のガスタービンシステムがもともと排熱回収ボイラー１０を備えつつ、コージェネレーションに用いられていて、これに改造を加えて圧縮機１の駆動動力の低減やサージの抑制を図る場合、その乾き蒸気を圧縮機１に導入するようにすれば足りることから、改造コストを抑えることができる点でも有効である。

次に、本発明の第１０実施形態であるガスタービンシステムについて、図１４を参照しながら説明する。図１４は第１０実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図である。本第１０実施形態の特徴は、第７〜第９実施形態のガスタービンシステムを変形した点にある。なお、第７〜第９実施形態と共通する説明は適宜省略する。またここでは、代表例として、第３実施形態の圧縮機１を備えた態様を説明する。

図１４に示すように、本実施形態のガスタービンシステムでは、タービン３からの排熱ガスを熱媒として受け入れる再生器１２を備えている。図１４では、タービン３から排熱回収ボイラー１０に至るまでの排熱ガスの流通経路に、再生器１２を備える。また、この再生器１２には、圧縮機１から燃焼器２に至るまでの空気の流通経路が一旦導かれている。従って、圧縮機１から吐出された空気は、再生器１２を経て排熱ガスとの熱交換により加熱された後、燃焼器２に導入されるようになる。

このような構成にすると、燃焼器２に導入された圧縮空気の温度が高められるため、燃焼に必要とされる燃料の消費量を低減することが可能になる。

なお、本発明は上記の各実施形態に限定されず、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変更が可能である。

本発明は、ターボ形の圧縮機、及びこれを備えたガスタービンシステムに有用である。

本発明の第１実施形態である圧縮機の系統図。 本発明の第２実施形態である圧縮機の系統図。 本発明の第３実施形態である圧縮機の系統図。 本発明の第４実施形態の一例である圧縮機の系統図。 本発明の第５実施形態の一例である圧縮機の系統図。 第５実施形態の圧縮機の特性である流量と圧力比との相関関係を示す図。 本発明の第６実施形態の一例である圧縮機の系統図。 第６実施形態の圧縮機での圧力変動を示す図。 本発明の第７実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図。 本発明の第７実施形態の他の一例であるガスタービンシステムの系統図。 本発明の第８実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図。 本発明の第８実施形態の他の一例であるガスタービンシステムの系統図。 本発明の第９実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図。 本発明の第１０実施形態の一例であるガスタービンシステムの系統図。 従来一般のガスタービンシステムの系統図。 従来一般の圧縮機の系統図。 従来一般の圧縮機の系統図。

符号の説明

１ 圧縮機
１Ｌ 低圧段圧縮機
１Ｈ 高圧段圧縮機
２ 燃焼器
３ タービン
４ 熱交換器
５ ポンプ
６ ボイラー
７ 第１のバルブ
８ 第２のバルブ
１０ 排熱回収ボイラー
１２ 再生器

Claims (14)

1. 軸回転する羽根車を有し、吸入した空気を圧縮して吐出する圧縮機において、
   乾き蒸気を生成して圧縮過程での空気に導入する蒸気生成手段を備えたことを特徴とする圧縮機。
2. 前記蒸気生成手段は、水を圧縮して送り出すポンプと、このポンプから送り出された水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラーと、より成ることを特徴とする請求項１に記載の圧縮機。
3. 前記ボイラーから当該圧縮機に至るまでの乾き蒸気の流通経路に、この流通経路の開閉度合いを調整するバルブを備えることを特徴とする請求項２に記載の圧縮機。
4. 複数段に亘って連設されて成る請求項１に記載の圧縮機であって、
   低圧段から吐出されて次の高圧段に吸入される空気を冷却する熱交換器を備えており、この熱交換器を経て冷却された空気に、前記蒸気生成手段より乾き蒸気が導入されることを特徴とする圧縮機。
5. 前記蒸気生成手段は、水を圧縮して送り出すポンプと、このポンプから送り出された水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラーと、より成ることを特徴とする請求項４に記載の圧縮機。
6. 前記蒸気生成手段は、水を圧縮して前記熱交換器へ冷媒として送り出すポンプと、このポンプから送り出されて前記熱交換器を経た水を受け入れて乾き蒸気に変換するボイラーと、より成ることを特徴とする請求項４に記載の圧縮機。
7. 前記ボイラーから当該圧縮機に至るまでの乾き蒸気の流通経路に、この流通経路の開閉度合いを調整するバルブを備えることを特徴とする請求項５又は６に記載の圧縮機。
8. 前記ポンプから前記熱交換器に至るまでの水の流通経路、及び、前記ボイラーから当該圧縮機に至るまでの乾き蒸気の流通経路のうちの少なくとも一方に、この流通経路の開閉度合いを調整するバルブを備えることを特徴とする請求項６に記載の圧縮機。
9. 前記低圧段及び前記高圧段各々における空気の出入口各々の圧力を検出する圧力センサーを備え、この圧力センサーの検出結果より算出される前記低圧段及び前記高圧段各々の圧力比と、前記低圧段及び前記高圧段各々の回転数と、前記低圧段及び前記高圧段各々の入口の空気の流量とに基づき、前記低圧段及び前記高圧段各々のサージマージンが互いに等しくなるように、前記バルブの開閉度合いが調整されることを特徴とする請求項７又は８に記載の圧縮機。
10. 前記低圧段及び前記高圧段各々における空気の圧力を検出する圧力センサーを備え、この圧力センサーの検出結果に基づき、前記低圧段及び前記高圧段各々の圧力変動が互いに等しくなるように、前記バルブの開閉度合いが調整されることを特徴とする請求項７又は８に記載の圧縮機。
11. 請求項１〜１０のいずれかに記載の圧縮機と、この圧縮機から吐出された空気に燃料を混合して燃焼させる燃焼器と、この燃焼器からの燃焼ガスにより軸回転の出力を得るタービンと、より成るガスタービンシステム。
12. 請求項２、３、５〜１０のいずれかに記載の圧縮機と、この圧縮機から吐出された空気に燃料を混合して燃焼させる燃焼器と、この燃焼器から排出された燃焼ガスにより軸回転の出力を得るタービンと、より成るガスタービンシステムにおいて、
    タービンからの排熱ガスを熱媒として受け入れる排熱回収ボイラーを前記ボイラーとして備えることを特徴とするガスタービンシステム。
13. 前記排熱回収ボイラーからの乾き蒸気の一部がコージェネレーション用の蒸気として抽出されることを特徴とする請求項１２に記載のガスタービンシステム。
14. 前記タービンからの排熱ガスを熱媒として受け入れ、前記圧縮機から吐出されて前記燃焼器に導入される空気を加熱する再生器を備えることを特徴とする請求項１１〜１４のいずれかに記載のガスタービンシステム。

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