JP2008255822A - コンバインドサイクル発電プラント、および熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】排熱回収ボイラにおいて回収し得る熱の損失をなくし、これによって熱回収効率の高いコンバインドサイクル発電プラントを提供する。
【解決手段】ガスタービン１０の排ガスが保有する熱を利用して蒸気タービン２０駆動用の蒸気を発生させる排熱回収ボイラ３０と、排熱回収ボイラ３０の低圧節炭器３７から供給される高圧給水と、ガスタービン１０の圧縮機１１から抽出されたタービン冷却用の圧縮空気との間で熱交換を行わせ、高圧給水を加熱することによって圧縮空気を冷却する冷却空気冷却器７１と、冷却空気冷却器７１において冷却された圧縮空気とガスタービン１０の燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、圧縮空気をさらに冷却することによって燃料ガスを加熱する燃料ガス加熱器７２とを備えるコンバインドサイクル発電プラントを採用する。
【選択図】図１

Description

本発明は排熱回収方式を採用したコンバインドサイクル発電プラント、および同プラントに具備される熱交換器に関する。

コンバインドサイクル発電プラントの発電方式としては、ガスタービンで仕事をした後の排ガスを排熱回収ボイラ（H.R.S.G.）に導き、その排熱を利用して蒸気を発生させ、その蒸気を利用して蒸気タービンを駆動する、いわゆる排熱回収方式が一般的である。

このような排熱回収法方式のコンバインドサイクル発電プラントにおいては、高効率化・運転の安定化のため、常に改良・改善の努力がなされている。
例えば、ガスタービンにおいて、燃焼温度を高めることによる高効率化を図るために、燃料ガスの温度を高めることが行われている。具体的には、ガスタービンの燃料ガスを加熱するための燃料ガス加熱器が設けられている。燃料ガス加熱器は、燃料ガスを、排熱回収ボイラに供給される中圧の給水によって加熱する。加熱された燃料ガスは、ガスタービンの燃焼器に供給され、消費される（下記の特許文献１参照）。

燃料ガス加熱器におけるヒートバランスの一例を挙げると、図７に示すように、燃料ガス加熱器１７２に供給される燃料ガスの温度は６．８℃、中圧節炭器１３９から燃料ガス加熱器１７２に供給される中圧給水の温度は２５５℃である。そして、熱交換後に燃料ガス加熱器１７２から排出されるガスタービン１００の燃焼器１１２に供給される燃料ガスの温度は２１０℃、同じく熱交換後に燃料ガス加熱器１７２から排出されて予熱器１３７に供給される中圧給水の温度は６５℃である。

また、タービンの過熱を防止し、ガスタービンの安定した運転を実現するために、タービンの動翼や静翼を冷却することが行われている。この冷却には、ガスタービンの圧縮機から抽出された圧縮空気が用いられるが、圧縮空気は、圧縮によって高温となっているので、この圧縮空気を冷却するための冷却空気冷却器が設けられている。冷却空気冷却器では、ガスタービンの圧縮機から抽出された圧縮空気を、排熱回収ボイラに供給される高圧給水によって冷却する。冷却された空気は、タービンの動翼や静翼に供給され、それらを冷却する（例えば、下記の特許文献２参照）。

冷却空気冷却器におけるヒートバランスの一例を挙げると、図７に示すように、予熱器１３７から従来の冷却空気冷却器１７１に供給される高圧給水の温度は１７２℃、ガスタービン１００の圧縮機１１１から冷却空気冷却器１７１に供給される圧縮空気の温度は４６５℃である。そして、熱交換後に冷却空気冷却器１７１から排出されて高圧ドラム１３４に供給される高圧給水の温度は３２６℃、同じく熱交換後に冷却空気冷却器１７１から排出されてタービン１１３の冷却に供される圧縮空気の温度は２００℃である。

特開２００３−３４３２８３ 特開平１０−１６９４１４

上記したような従来の技術に対しても、さらなる高効率化が常に求められている。このような観点からすると、従来の技術には依然として改善の余地がある。
すなわち、従来のコンバインドサイクル発電プラントでは、燃料ガス加熱器において、燃料ガスを加熱するための熱源に中圧給水を使用し、燃料ガスと中圧給水との間で熱交換を行わせて中圧給水から熱を奪う。その後、中圧給水は高圧ドラムに供給され、排ガスの熱により気化されるが、燃料ガス加熱器において冷却されることにより、中圧給水の保有する熱量が減少してしまう。そのため、排熱回収ボイラにおいては、排ガスが中圧給水に対し、減少した熱量を補った上で気化することになるため、余計に仕事をしなければならない。すなわち、従来のコンバインドサイクル発電プラントにおいては、高圧ドラムにおいて中圧給水を蒸発させるために大きな熱量が必要になる。したがって、排熱回収ボイラにおいて回収し得る熱エネルギに改善の余地があると言える。

また、従来のコンバインドサイクル発電プラントでは、冷却空気冷却器において、高温の圧縮空気から非常に多くの熱量を奪って冷却を行う必要がある。このため、熱エネルギの有効利用という観点で改善の余地があり、また多くの熱量を圧縮空気から奪うために冷却空気冷却器の伝熱面積を大きくしなければならず、結果的に冷却空気冷却器が大型化してしまうという問題もある。

本発明は上記の事情に鑑みてなされたものであり、熱回収効率が高いコンバインドサイクル発電プラントを提供すること、および同プラントに具備され、小型で熱効率のよい熱交換器を提供することを目的とする。

上記の課題を解決するために次のような構成のコンバインドサイクル発電プラントを採用する。
すなわち本発明に係るコンバインドサイクル発電プラントは、ガスタービンの排ガスが保有する熱を利用して蒸気タービン駆動用の蒸気を発生させる排熱回収ボイラを備えるコンバインドサイクル発電プラントにおいて、排熱回収ボイラの節炭器から供給される高圧給水と、ガスタービンの圧縮機から抽出されたタービン冷却用の圧縮空気との間で熱交換を行わせ、高圧給水を加熱することによって圧縮空気を冷却する第一熱交換器と、第一熱交換器において冷却された圧縮空気とガスタービンの燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、圧縮空気をさらに冷却することによって燃料ガスを加熱する第二熱交換器とを備えることを特徴とする。

本発明には、ガスタービンの排ガスが保有する熱を利用して蒸気タービン駆動用の蒸気を発生させる排熱回収ボイラに具備される熱交換器とすることもできる。この熱交換器は、排熱回収ボイラの節炭器から供給される高圧給水と、ガスタービンのタービン冷却用の圧縮空気との間で熱交換を行わせ、高圧給水を加熱することによって圧縮空気を冷却する第一伝熱部と、第一伝熱部において冷却された圧縮空気とガスタービンの燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、圧縮空気をさらに冷却することによって燃料ガスを加熱する第二伝熱部とを備えることを特徴とする。

また、このような熱交換器は、熱交換器の外殻を形成するケーシングと、ケーシング内に配置されたシュラウドとを有し、シュラウドの内側に内側流路が形成され、ケーシングとシュラウドとの間に、シュラウドの一端側で内側流路に連通する外側流路が形成されたものとすることができる。そして、第一伝熱部が内側流路に配置され、第二伝熱部が第一伝熱部よりも下流側の内側流路に配置されている。このような構成の熱交換器において、タービン冷却用の圧縮空気は、シュラウドの他端側から内側流路に流入し、第一伝熱部および第二伝熱部を順次通過した後、シュラウドの一端側において流れの向きを反転させて外側流路に流入し、外側流路からケーシングの外に排出される。

本発明に係るコンバインドサイクル発電プラントによれば、タービン冷却用の圧縮空気の冷却を、排熱回収ボイラの給水加熱器（本発明の第一熱交換器）と燃料ガス加熱器（本発明の第二熱交換器）とで行うので、熱損失が少ない。したがって、プラントの熱効率が改善される。
また、本発明に係る熱交換器によれば、各熱交換器の平均温度差が大きく取れるので、各熱交換器の伝熱面積が小さくなって、熱交換器を小型化することが可能になる。

本発明に係るコンバインドサイクル発電プラントの実施の形態について図１を参照して説明する。
図１には、排熱回収方式を採用した一軸型のコンバインドサイクル発電プラントを示す。図に示すように、このコンバインドサイクル発電プラントは、主要な構成要素として、発電機１と、ガスタービン１０と、蒸気タービン２０と、排熱回収ボイラ３０と、復水器６０と、復水ポンプ６２とを備えている。

ガスタービン１０は、圧縮機１１と、燃焼器１２と、タービン１３とを備えている。蒸気タービン２０は、低圧、中圧、高圧の３つのタービン２１，２２，２３を備えている。ガスタービン１０は、発電機１に接続された主軸２を蒸気タービン２０と共有し、ガスタービン１０においては燃焼ガスがタービン１３に対してなす仕事を主軸２の回転力として取り出し、蒸気タービン２０においては蒸気が各タービン２１，２２，２３に対してなす仕事を主軸２の回転力として取り出すことによって圧縮機１１および発電機１を駆動する。

排熱回収ボイラ３０には、ガスタービン１０において発生した排ガスの流路をなす筐体３０ａの内部に、高圧、中圧、低圧の３つの蒸発器３１，３２，３３が、排ガスの流れる方向に沿って順に設置されている。各蒸発器３１，３２，３３には、それぞれ高圧、中圧、低圧の３つのドラム３４，３５，３６が併設されている。

低圧蒸発器３３よりも下流側の排ガス流路には、復水器６０から給水流路４５を介して供給される水を排ガスの熱によって加熱する低圧節炭器３７が設けられている。低圧節炭器３７において加熱された低圧の給水は、給水流路４６を介して低圧ドラム３６に供給される。低圧蒸発器３３と中圧蒸発器３２との間の排ガス流路には、低圧節炭器３７から給水流路４７を介して供給される高圧給水を排ガスの熱によって加熱する一次高圧節炭器３８と、低圧節炭器３７から給水流路４８を介して供給される中圧の給水を排ガスの熱によって加熱する中圧節炭器３９とが設けられている。中圧節炭器３９において加熱された中圧給水は、給水流路４８を介して中圧ドラム３５に供給される。

高圧蒸発器３１と中圧蒸発器３２との間の排ガス流路には、低圧ドラム３６から蒸気流路４９を介して供給される低圧蒸気を排ガスの熱によって過熱する低圧過熱器４０と、中圧ドラム３５から蒸気流路５０を介して供給される中圧蒸気を排ガスの熱によって過熱する中圧過熱器４１と、一次高圧節炭器３８から給水流路５１を介して供給される高圧給水を排ガスの熱によって加熱する二次高圧節炭器４２とが設けられている。二次高圧節炭器４２において加熱された高圧給水は、給水流路５１を介して高圧ドラム３４に供給される。

高圧蒸発器３１よりも上流側の排ガス流路には、高圧ドラム３４から蒸気流路５２を介して供給される高圧の蒸気を排ガスの熱によって過熱する一次、二次の２つの高圧過熱器４３ａ，４３ｂと、高圧タービン２３に対して仕事をした蒸気を排ガスの熱によって再加熱する一次、二次の２つの再熱器４４ａ，４４ｂとが設置されている。

二次高圧過熱器４３ｂは、蒸気流路５３を介して高圧タービン２３に接続されている。二次再熱器４４ｂは、蒸気流路５４を介して中圧タービン２２に接続されている。中圧タービン２２は、蒸気流路５５を介して低圧タービン２１に接続されている。低圧過熱器４０は、蒸気流路５６，５５を介して低圧タービン２１に接続されている。
高圧タービン２３は、蒸気流路５７を介して一次再熱器４４ａに接続されており、中圧過熱器４１は、蒸気流路５８，５７を介して一次再熱器４４ａに接続されている。

さらに、このコンバインドサイクル発電プラントは、タービン冷却用の圧縮空気を冷却する冷却空気冷却器（第一熱交換器）７１と、ガスタービン１０の燃料ガスを加熱する燃料ガス加熱器（第二熱交換器）７２とを備えている。冷却空気冷却器７１および燃料ガス加熱器７２は、圧縮空気の供給経路に沿って直列に接続されており、両者は一体化されている。

冷却空気冷却器７１は、低圧節炭器３７から給水流路５９を介して高圧ドラム３４に供給される高圧給水と、ガスタービン１０の圧縮機１１から空気流路６１を介して抽出された圧縮空気との間で熱交換を行わせ、高圧給水を加熱するとともに圧縮空気を冷却する。冷却空気冷却器７１には、例えばシェルアンドチューブ型の熱交換器が採用される。

燃料ガス加熱器７２は、冷却空気冷却器７１によって冷却された圧縮空気と燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、圧縮空気をさらに冷却するとともに燃料ガスを加熱する。燃料ガス加熱器７２においてさらに冷却された圧縮空気は、タービン１３の動翼や静翼に供給され、加熱された燃料ガスは、燃焼器１２に供給される。

図２から図５には、冷却空気冷却器７１と燃料ガス加熱器７２とを一体化した構成の一体型熱交換器８０の構造を示す。各図に示すように、この一体型熱交換器８０は、同熱交換器の外殻を形成するケーシング８１と、ケーシング８１の内部に配置されたシュラウド８２と、シュラウド８２の内部に配置された伝熱管群８３と、シュラウド８２の内部にあって伝熱管群８３の下方に配置された複数のプレートフィン８４とを備えている。シュラウド８２の内部には、内側流路８８が形成され、ケーシング８１とシュラウド８２との間には、シュラウド８２の下端側で内側流路８８に連通する外側流路８９が形成されている。伝熱管群８３は、冷却空気冷却器７１（すなわち第一伝熱部）を構成する要素であって、シュラウド８２の内側流路８８に配置されている。プレートフィン８４は、燃料ガス加熱器７２（すなわち第二伝熱部）を構成する要素であって、伝熱管群８３の下流側の内側流路８８に、圧縮空気の流れを妨げないように配置されている。

シュラウド８２には、シュラウド８２の内部にガスタービン１０の圧縮機１１から空気流路６１を介して抽出された圧縮空気を導入するための給気ダクト８２ａの一端が接続されている。給気ダクト８２ａの他端は、ケーシング８１の外に突き出し、上流側の空気流路６１に接続されている。ケーシング８１には、シュラウド８２の下端から吹き出した圧縮空気を外部に排出するための排気ダクト８２ｂの一端が接続されている。この排気ダクト８２ｂは、シュラウド８２の下端よりも上方に位置している。そしてこの排気ダクト８２ｂの他端は、下流側の空気流路６１に接続されている。

伝熱管群８３の上下には、給水ヘッダ８３ａと排水ヘッダ８３ｂとがそれぞれ設けられている。
給水ヘッダ８３ａには、低圧節炭器３７から給水流路５９を介して供給される高圧給水が供給される複数本の伝熱管８５の上端が接続されている。給水ヘッダ８３ａは、シュラウド８２を貫通してケーシング８１の外に突き出し、上流側の給水流路５９に接続されている。
排水ヘッダ８３ｂには、複数本の伝熱管８５の下端が接続され、熱交換に供された高圧給水が回収される。排水ヘッダ８３ｂは、シュラウド８２を貫通してケーシング８１の外に突き出し、下流側の給水流路５９に接続されている。

給水ヘッダ８３ａと排水ヘッダ８３ｂとに接続された各伝熱管８５は、給水ヘッダ８３ａと排水ヘッダ８３ｂとの間において、例えばつづら折り状に折曲されて設けられており、高圧給水を給水ヘッダ８３ａから排水ヘッダ８３ｂへと送る。
このような伝熱管群８３においては、低圧節炭器３７から給水流路５９を介して供給される高圧給水が各伝熱管８５内を給水ヘッダ８３ａから排水ヘッダ８３ｂに流れる。吸気ダクト８２ａを通じてシュラウド８２の上端側から内側流路８８に送り込まれた圧縮空気は、伝熱管群８３を構成する各伝熱管８５の隙間を通り、このときに各伝熱管８５の表面と熱交換する。これによって高圧給水は加熱され、圧縮空気は冷却される。なお、伝熱管群８３には、フィン付管又はスタッド付管などを採用してもよい。

プレートフィン８４は、燃料ガスを通過させる燃料ガス配管８７の周囲に張り出すように設けられている。燃料ガス配管８７の一端は、ケーシング８１の外に突き出し、図示しない燃料供給経路に接続されている。燃料ガス配管８７の他端も、ケーシング８１の外に突き出し、ガスタービン１０の燃焼器１２に接続されている。
燃料ガスは燃料ガス配管８７内を流れ、その熱は燃料ガス配管８７を介してプレートフィン８４に伝わる。一方、伝熱管群８３で冷却された圧縮空気は、シュラウド８２内でプレートフィン８４に接触し、このときに熱交換がなされる。これによって燃料ガスは加熱され、圧縮空気は冷却される。
このようなプレートフィン８４は、伝熱管群８３に対し、圧縮空気の流れ方向下流側に位置する。したがって、伝熱管群８３で高圧給水と熱交換することで冷却された圧縮空気は、プレートフィン８４において燃料ガスと熱交換することでさらに冷却される。
伝熱管群８３、プレートフィン８４を順次通過した圧縮空気は、シュラウド８２の下端側において流れの向きを反転させて外側流路８９に流入する。外側流路８９に流入した圧縮空気は、排気ダクト８２ｂおよび空気流路６１を通じてタービン１３に供給される。

さらに、ケーシング８１の内側には、シュラウド８２の下端から吹き出す圧縮空気を整流するための整流板９０が設けられ、ケーシング８１の最下部には、ケーシング８１の内部で生じた凝縮水を排出するためのドレン管９２が設けられている。また、ケーシング８１には、ガス漏れ検知器９４が設けられている。ガス漏れ検知器９４は、燃料ガスの比重に応じて上部又は下部に設けられる。

続いて、上記のように構成されたコンバインドサイクル発電プラントの作動の仕方について説明する。
まず、主軸２を回転させてガスタービン１０を駆動するとともに、復水ポンプ６２を駆動して復水器６０から排熱回収ボイラ３０の高圧、中圧、低圧の各ドラム３４，３５，３６に給水を開始する。

ガスタービン１０が駆動し、排熱回収ボイラ３０内部を流れる空気（排ガス）の温度が上昇することにより、高圧、中圧、低圧の各ドラム３４，３５，３６のそれぞれに併設された高圧、中圧、低圧の各蒸発器３１，３２，３３において蒸気が発生する。

高圧蒸発器３１において発生した高圧の蒸気は、高圧ドラム３４から押し出され、一次、二次の高圧過熱器４３ａ，４３ｂにおいて過熱された後、高圧タービン２３に供給される。
中圧蒸発器３２において発生した中圧の蒸気は、中圧ドラム３５から押し出され、中圧過熱器４１において過熱された後、高圧タービン２３を経て排熱回収ボイラ３０に戻された蒸気とともに一次、二次の再熱器４４ａ，４４ｂにおいて再加熱される。一次、二次の再熱器４４ａ，４４ｂにおいて再加熱された中圧の蒸気は、中圧タービン２２に供給される。
低圧蒸発器３３において発生した低圧の蒸気は、低圧ドラム３６から押し出され、低圧過熱器４０において過熱され、低圧タービン２１に供給される。

ガスタービン１０が駆動されると、燃焼ガスがタービン１３に対してなす仕事が主軸２の回転力として取り出される。また、高圧蒸気が高圧タービン２３に供給されると、高圧蒸気が高圧タービン２３に対してなす仕事が主軸２の回転力として取り出される。中圧蒸気が中圧タービン２２に供給されると、中圧蒸気が中圧タービン２２に対してなす仕事が主軸２の回転力として取り出される。低圧蒸気が低圧タービン２１に供給されると、低圧蒸気が低圧タービン２１に対してなす仕事が主軸２の回転力として取り出される。これにより、主軸２に接続された発電機１が駆動して発電が開始される。

上記コンバインドサイクル発電プラントの定常運転時、冷却空気冷却器７１においては、高圧ドラム３４に供給される高圧給水と、圧縮機１１から抽出された圧縮空気との間で熱交換を行わせ、高圧給水を加熱することによって圧縮空気を冷却する。さらに、燃料ガス加熱器７２においては、冷却空気冷却器７１によって冷却された圧縮空気と燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、圧縮空気をさらに冷却することによって燃料ガスを加熱する。

一体型熱交換器８０では、各伝熱管の内部を流通する高圧給水と、シュラウド８２の内部を流通する圧縮空気との間で熱交換を行わせ、高圧給水を加熱することによって圧縮空気を冷却する。さらに、伝熱管群８３を通り抜けた圧縮空気と、燃料ガス配管８７の内部を流通する燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、圧縮空気をさらに冷却する。

上記のコンバインドサイクル発電プラントによれば、冷却空気を、冷却空気冷却器７１および燃料ガス加熱器７２によって段階的に冷却することになるので、冷却空気冷却器７１において高圧給水が冷却空気に対してなす仕事は、従来よりも少ない。しかも、冷却空気冷却器７１および燃料ガス加熱器７２の平均温度差が大きく取れるので、各熱交換器における伝熱面積が小さくて済む。その結果、冷却空気冷却器７１を小型化することが可能である。

従来のコンバインドサイクル発電プラントとの比較のために、冷却空気冷却器７１および燃料ガス加熱器７２におけるヒートバランスの一例を挙げると、図６に示すように、低圧節炭器３７から冷却空気冷却器７１に供給される高圧給水の温度は１７２℃、ガスタービン１０の圧縮機１１から冷却空気冷却器７１に供給される圧縮空気の温度は４６５℃である。そして、熱交換後に冷却空気冷却器７１から排出されて高圧ドラム３４に供給される高圧給水の温度は３２６℃、同じく熱交換後に冷却空気冷却器７１から排出される圧縮空気の温度は３５７℃である。

続いて、燃料ガス加熱器７２に供給される燃料ガスの温度は６．８℃、冷却空気冷却器７１から排出されて燃料ガス加熱器７２に供給される圧縮空気の温度は３５７℃である。そして、熱交換後に燃料ガス加熱器７２から排出されてガスタービン１０の燃焼器１２に供給される燃料ガスの温度は２１０℃、同じく熱交換後に燃料ガス加熱器７２から排出されてタービン１３の冷却に供される圧縮空気の温度は２００℃である。

図７に示す従来のコンバインドサイクル発電プラントでは、燃料ガス加熱器１７２において、燃料ガスを加熱（６．８℃→２１０℃）するための熱源に中圧給水を使用し、燃料ガスと中圧給水との間で熱交換を行わせて中圧給水から熱を奪う（２５５℃→６５℃）。その後、中圧給水は６５℃で高圧ドラム１３４に供給され、排ガスの熱により気化されるが、燃料ガス加熱器１７２において冷却されることにより、中圧給水の保有する熱量が減少してしまう。そのため、排熱回収ボイラにおいては、排ガスが中圧給水に対して余計に仕事をしなければならない。すなわち、従来のコンバインドサイクル発電プラントにおいては、高圧ドラム１３４において中圧給水を蒸発させるために余計な熱量が必要になる。したがって、排熱回収ボイラにおいて回収し得る熱を無駄に消費してしまう。

これに対し、本実施形態のコンバインドサイクル発電プラントでは、燃料ガス加熱器７２において、燃料ガスを加熱（６．８℃→２１０℃）するための熱源に圧縮空気を使用し、燃料ガスと圧縮空気との間で熱交換を行わせて圧縮空気から熱を奪う（３５７℃→２００℃）。その後、圧縮空気は２００℃でタービン１３に供給され、静翼や動翼の冷却媒体として使用されるのであって、排熱回収ボイラ３０において回収し得る熱を消費することはない。しかも、中圧給水は、燃料ガスの熱源に使用されないので、２５５℃のまま高圧ドラム３４に供給される。したがって、排熱回収ボイラ３０における無駄な熱損失が生じないので、プラントの熱効率を高めることができる。

また、従来のコンバインドサイクル発電プラントでは、冷却空気冷却器１７１において、圧縮空気から非常に多くの熱量を奪う必要があるため（４６５℃→２００℃）、冷却空気冷却器１７１の伝熱面積を大きくしなければならず、結果的に冷却空気冷却器１７１が大型化してしまう。

これに対し、本実施形態のコンバインドサイクル発電プラントでは、冷却空気冷却器７１において、圧縮空気から従来ほど多くの熱量を奪う必要がないため（４６５℃→３５７℃）、冷却空気冷却器７１の伝熱面積が小さくて済む。したがって、冷却空気冷却器７１を小型化することが可能である。

なお、本実施形態においては一軸型のコンバインドサイクル発電プラントについて説明したが、本発明は、一軸型だけでなく多軸型のコンバインドサイクル発電プラントにも適用できることはいうまでもない。

本発明の実施の形態を示す図であって、排熱回収方式を採用した一軸型のコンバインドサイクル発電プラントを示す概要図である。 本発明の実施の形態を示す図であって、上記コンバインドサイクル発電プラントに具備される一体型熱交換器の内部構造を示す概要図である。 図２中のIII−III線に沿う一体型熱交換器の縦断面図である。 図２中のIV−IV線に沿う一体型熱交換器の横断面図である。 図２中のV−V線に沿う一体型熱交換器の横断面図である。 本発明のコンバインドサイクル発電プラントに具備される冷却空気冷却器および燃料ガス加熱器におけるヒートバランスを説明するための説明図である。 従来のコンバインドサイクル発電プラントに具備される冷却空気冷却器および燃料ガス加熱器におけるヒートバランスを説明するための説明図である。

符号の説明

１…発電機、２…主軸、１０…ガスタービン、１１…圧縮機、１２…燃焼器、１３…タービン、２０…蒸気タービン、３０…排熱回収ボイラ、６０…復水器、７１…冷却空気冷却器（第一熱交換器、第一伝熱部）、７２…燃料ガス加熱器（第二熱交換器、第二伝熱部）、８０…一体型熱交換器、８３…伝熱管群、８４…プレートフィン、８７…燃料ガス配管

Claims (3)

1. ガスタービンの排ガスが保有する熱を利用して蒸気タービン駆動用の蒸気を発生させる排熱回収ボイラを備えるコンバインドサイクル発電プラントにおいて、
   前記排熱回収ボイラの節炭器から供給される高圧給水と、前記ガスタービンの圧縮機から抽出されたタービン冷却用の圧縮空気との間で熱交換を行わせ、前記高圧給水を加熱することによって前記圧縮空気を冷却する第一熱交換器と、
   前記第一熱交換器において冷却された前記圧縮空気と前記ガスタービンの燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、前記圧縮空気をさらに冷却することによって前記燃料ガスを加熱する第二熱交換器とを備えることを特徴とするコンバインドサイクル発電プラント。
2. ガスタービンの排ガスが保有する熱を利用して蒸気タービン駆動用の蒸気を発生させる排熱回収ボイラに具備される熱交換器であって、
   前記排熱回収ボイラの節炭器から供給される高圧給水と、前記ガスタービンのタービン冷却用の圧縮空気との間で熱交換を行わせ、前記高圧給水を加熱することによって前記圧縮空気を冷却する第一伝熱部と、
   前記第一伝熱部において冷却された前記圧縮空気と前記ガスタービンの燃料ガスとの間で熱交換を行わせ、前記圧縮空気をさらに冷却することによって前記燃料ガスを加熱する第二伝熱部とを備えることを特徴とする熱交換器。
3. 前記熱交換器の外殻を形成するケーシングと、
   前記ケーシング内に配置されたシュラウドと、を有し、
   前記シュラウドの内側に内側流路が形成され、前記ケーシングと前記シュラウドとの間に前記シュラウドの一端側で前記内側流路に連通する外側流路が形成され、
   前記第一伝熱部が前記内側流路に配置され、前記第二伝熱部が前記第一伝熱部よりも下流側の前記内側流路に配置され、
   前記タービン冷却用の圧縮空気は、前記シュラウドの他端側から前記内側流路に流入し、前記第一伝熱部および前記第二伝熱部を順次通過した後、前記シュラウドの一端側において流れの向きを反転させて前記外側流路に流入し、前記外側流路から前記ケーシングの外に排出されることを特徴とする請求項２に記載の熱交換器。

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