JP2016003579A - コンバインドサイクル設備 - Google Patents

Abstract

【課題】ガスタービンコンバインドサイクルのサイクル効率の向上を図ることができるコンバインドサイクル設備を提供する。【解決手段】パワータービン１６を駆動し、燃焼排ガス排出ラインＬ4で排出される燃焼排ガス１８を分岐して第１燃焼排ガス１８Ａと第２燃焼排ガス１８Ｂとする分岐部１９と、分岐された第１燃焼排ガス１８Ａからの熱エネルギーを用いて超臨界水ラインＬ10により供給される超臨界水２１と熱交換する第１排熱回収部（第１熱交換部２０Ａ）２２と、第１排熱回収部２２からの第１蒸気２３により駆動される高圧蒸気タービン２４と、高圧蒸気タービン２４を駆動した後の排気蒸気２５を、分岐した第２燃焼排ガス１８Ｂからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第２排熱回収部（第２熱交換部２０Ｂ）２６と、再加熱した第２蒸気２７により駆動される低圧蒸気タービン２８と、を備える。【選択図】図１−１

Description

本発明は、コンバインドサイクル設備に関するものである。

例えば、ガスタービン（Ｇ／Ｔ）コンバインドサイクル効率を向上させるために、ガスタービンからの燃焼排ガスを有効利用するための排熱回収ボイラが用いられている。この排熱回収ボイラ（Heat Recovery Steam Generator：ＨＲＳＧ）は、ガスタービン等の排熱発生源から排出される高温の燃焼排ガスを利用して蒸気を生成する装置であり、例えば、排熱回収ボイラで生成した蒸気を蒸気タービン（Ｓ／Ｔ）に供給し、発電機を駆動させるガスタービンコンバインドサイクル（Gas Turbine Combined Cycle：ＧＴＣＣ）発電プラントなどにおいて広く用いられている（特許文献１及び２）。

特開２００３−８３００３号公報 特開２０１３−１７１００１号公報

しかしながら、従来の排熱回収ボイラでは、高温の燃焼排ガスからの熱回収を複数段の例えば高圧・中圧・低圧の各節炭器、蒸発器、過熱器及び再熱器等を用いて、臨界圧以下の温度で熱回収しているので、燃焼排ガスの温度降下線とピンチポイントに至らないよう熱交換を行っていた。また再熱器での再熱も温度が６００℃程度での再熱しかできない、という問題がある。

よって、ガスタービン入口温度が例えば１５００℃級の高圧・高温の場合においてもガスタービン効率（％ＬＨＶ）が６０％程度であった。なお、ガスタービン入口温度を例えば１７００℃に上昇させる場合には、タービン冷却技術、遮熱コーティング技術、耐熱材料技術等の様々な障壁がある、という問題がある。

よって、入口温度が例えば１５００℃級のガスタービン設備であってもシステム効率の向上を図るシステムの出現が切望されている。

本発明は、前記問題に鑑み、ガスタービンコンバインドサイクルのサイクル効率の向上を図ることができるコンバインドサイクル設備を提供することを課題とする。

上述した課題を解決するための本発明の第１の発明は、空気を圧縮する空気圧縮機と、前記空気圧縮機で圧縮された圧縮空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、前記燃焼器からの高温・高圧の燃焼ガスにより駆動されるパワータービンとを備えたガスタービンと、前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスからの熱エネルギーを用いて超臨界水ラインにより供給される超臨界水と熱交換する第１熱交換部と、前記第１熱交換部からの第１蒸気により駆動される高圧蒸気タービンと、前記高圧蒸気タービンを駆動した後の排気蒸気を、前記燃焼排ガスからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第２熱交換部と、再加熱した第２蒸気により駆動される低圧蒸気タービンと、を備えたことを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

第２の発明は、第１の発明において、前記第１熱交換部と、前記第２熱交換部とが、各々独立していると共に、前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスを第１燃焼排ガスと第２燃焼排ガスとに分岐する分岐部と、前記第１燃焼排ガスを用い、前記第１熱交換部で熱交換すると共に、第２燃焼排ガスを用い、前記第２熱交換部で熱交換することを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

第３の発明は、第１又は２の発明において、前記第２熱交換部の後流側に、該第２熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスと前記超臨界水の一部とを間接熱交換する第３熱交換部を備えることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

第４の発明は、第１又は２の発明において、前記第２熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスを、前記第１熱交換部へ導入する導入ラインを備えることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

第５の発明は、第１の発明において、前記第１熱交換部と、前記第２熱交換部とが、一つの排熱回収装置内に並列して設けられることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

第６の発明は、第５の発明において、前記第１熱交換部と、前記第２熱交換部とが、前記燃焼排ガスを分岐する分岐用仕切部により仕切られていることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

第７の発明は、第１乃至６のいずれか一つの発明において、前記低圧蒸気タービンからの第３水蒸気中の水分を凝縮する復水器と、前記復水器で凝縮した復水を臨界圧以上に昇圧する昇圧ポンプと、を備え、前記昇圧ポンプで昇圧された超臨界水を、前記第１熱交換部に供給することを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。

本発明によれば、ガスタービンからの燃焼排ガスを分岐して第１燃焼排ガスと第２燃焼排ガスとし、一方の第１燃焼排ガスを用いて超臨界水排熱回収ボイラで超臨界水と熱回収し、ここで得られた第１蒸気を高圧蒸気タービンで動力を回収した後、その排気蒸気を第２燃焼排ガスで熱回収して第２蒸気として、低圧蒸気タービンで動力を回収している。これによって、超臨界水排熱回収ボイラにおける排熱回収の蒸気効率を極めて高くすることができる。この結果、コンバインドサイクルでのサイクル効率の向上を図ることができる。

図１−１は、実施例１に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。 図１−２は、実施例１に係るコンバインドサイクル設備の温度・圧力条件の一例を示した概略図である。 図２は、実施例２に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。 図３−１は、実施例３に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。 図３−２は、実施例３に係る他のコンバインドサイクル設備の概略図である。 図４は、燃焼排ガスの温度降下線と従来の排熱回収ボイラの給水温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。 図５は、燃焼排ガスの温度降下線と本実施例の第１排熱回収部の超臨界水温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。 図６は、燃焼排ガスの温度降下線と本実施例の第２排熱回収部の給水及び蒸気温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。

以下に添付図面を参照して、本発明の好適な実施例を詳細に説明する。なお、この実施例により本発明が限定されるものではなく、また、実施例が複数ある場合には、各実施例を組み合わせて構成するものも含むものである。

図１−１は、実施例１に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。図１−２は、実施例１に係るコンバインドサイクル設備の温度・圧力条件の一例を示した概略図である。
図１−１に示すように、本実施例に係るコンバインドサイクル設備１０Ａは、空気（大気）１１を圧縮する空気圧縮機１２と、空気圧縮機１２で圧縮された圧縮空気１１Ａと燃料１３とを燃焼する燃焼器１４と、燃焼器１４からの高温・高圧の燃焼ガス１５により駆動されるパワータービン１６とを備えたガスタービン１７と、パワータービン１６を駆動し、燃焼排ガス排出ラインＬ₄で排出される燃焼排ガス１８を分岐して第１燃焼排ガス１８Ａと第２燃焼排ガス１８Ｂとする分岐部１９と、分岐された第１燃焼排ガス１８Ａからの熱エネルギーを用いて超臨界水ラインＬ₁₀により供給される超臨界水２１と熱交換する第１排熱回収部（第１熱交換部２０Ａ）２２と、第１排熱回収部２２からの第１蒸気２３により駆動される高圧蒸気タービン２４と、高圧蒸気タービン２４を駆動した後の排気蒸気２５を、分岐した第２燃焼排ガス１８Ｂからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第２排熱回収部（第２熱交換部２０Ｂ）２６と、再加熱した第２蒸気２７により駆動される低圧蒸気タービン２８と、を備えている。

本実施例では、さらに低圧蒸気タービン２８からの第３蒸気２９中の水分を凝縮して復水とする復水器３０と、復水器３０で凝縮した復水３１を臨界圧以上に昇圧する昇圧ポンプ３２と、を備えており、昇圧ポンプ３２で昇圧された超臨界水２１を、超臨界水ラインＬ₁₀により第１排熱回収部２２に供給している。

なお、図１中、符号２９は第３蒸気、３０は第３の蒸気２９を復水する復水器、３１は復水、３２は昇圧ポンプ、Ｇ₁、Ｇ₂はガスタービン（Ｇ／Ｔ）１７及び蒸気タービン２４、２８に連結され発電する発電機、Ｌ₁は空気導入ライン、Ｌ₂は圧縮空気供給ライン、Ｌ₃は燃焼ガス供給ライン、Ｌ₄は燃焼排ガス排出ライン、Ｌ₁₁は高圧蒸気タービン２４からの高圧排気蒸気２５を供給する第１蒸気ライン、Ｌ₁₂は第２蒸気２７を低圧蒸気タービン２８へ供給する第２蒸気ライン、Ｌ₁₃は低圧蒸気タービン２８からの低圧排気蒸気２９を供給する第３蒸気ライン、Ｌ₂₁は第１排熱回収部２２からの第１燃焼排ガス４１Ａを排出する第１排気ライン、Ｌ₂₂は第２排熱回収部２６からの第２燃焼排ガス４１Ｂを排出する第２排気ライン、４１Ｃは合流排ガス、４２は煙突を各々図示する。

ガスタービン１７は、空気圧縮機１２と、燃焼器１４と、パワータービン１６とを備えており、空気圧縮機１２で外部から導入された空気１１を圧縮して、高温・高圧とした圧縮空気１１Ａは燃焼器１４側に導かれる。燃焼器１４では、この高温・高圧の圧縮空気１１Ａに、燃料１３を噴射して燃焼させて高温（例えば１５００℃）の燃焼ガス１５を発生させる。燃焼ガス１５はパワータービン１６へ噴射され、パワータービン１６で高温高圧の燃焼ガス１５が持つ熱エネルギーを回転エネルギーに変換する。この回転エネルギーによって同軸の空気圧縮機１２が駆動され、空気圧縮機１２を駆動した残りの回転エネルギーによって発電機Ｇ₁が駆動されて電力を発生する。

次に、パワータービン１６を駆動した燃焼排ガス１８は、その熱エネルギーを回収するため分岐部１９で分岐され、第１排熱回収部２２と第２排熱回収部２６とへ導かれる。

本実施例では、パワータービン１６からの燃焼排ガス１８を分岐部１９で分岐し、
燃焼排ガス排出ラインＬ_4A及び燃焼排ガス排出ラインＬ_4Bを介して第１排熱回収部２２及び第２排熱回収部２６に、第１燃焼排ガス１８Ａと第２燃焼排ガス１８Ｂとをそれぞれ供給している。

そして、第１排熱回収部２２の第１熱交換部２０Ａでは、超臨界水２１と第１燃焼排ガス１８Ａとを熱交換し、第１蒸気２３を得ている。この得られた第１蒸気２３で高圧蒸気タービン２４を駆動している。

この高圧蒸気タービン２４からの排気蒸気２５は、第１蒸気ラインＬ₁₁を介して、第２排熱回収部２６に導入され、第２熱交換部２０Ｂにおいて、第２燃焼排ガス１８Ｂと熱交換して第２蒸気２７を得ている。この第２蒸気２７で低圧蒸気タービン２８を駆動している。

また、本実施例では、第２排熱回収部２６において、第２熱交換部２０Ｂで熱交換した後の第３燃焼排ガス１８Ｃを用いて、昇圧ポンプ３２により超臨界水２１とした一部２１ａを超臨界水ラインＬ_10aにより第２排熱回収部２６内に供給し、第３排熱回収部である第３熱交換部２０Ｃとして、熱交換している。この熱交換後の超臨界水２１ｂは、第１排熱回収部２２内の超臨界水ラインＬ₁₀に合流させている。
これにより第２熱交換後の第３燃焼排ガス１８Ｃを有効利用することができる。

よって、本実施例のコンバインドサイクル設備１０Ａでは、第１熱交換部２０Ａである第１排熱回収部２２と、第２熱交換部２０Ｂである第２排熱回収部２６と第３熱交換部２０Ｃである第３排熱回収部の３つの熱交換部２０Ａ〜２０Ｃにより排熱回収装置を構成している。ここで、第２排熱回収部２６内には第２熱交換部２０Ｂの後流側に第３熱交換部２０Ｃを設置している。なお、この第３熱交換部２０Ｃは必要に応じて省略してもよい。

ここで、第１排熱回収部２２は、給水の臨界圧力より高い圧力で、運転されるボイラである。水の場合、臨界圧力２２．０６４ＭＰａ（２１８．３気圧）及び臨界温度３７４．２℃において、臨界点という特殊な状態をとる。

臨界圧力以下の圧力で、液体の水を温めてゆくと、一部が蒸気（気体）になって、気泡となり、液体と気体が共存する状態となる。これに対し、臨界圧力以上の圧力（超臨界圧）では、この液体と気体が共存する状態とならず、水（液体）に熱を加えてゆくと、臨界温度３７４．２℃付近で、一瞬にして全体が蒸気（気体）になる。すなわち、水の中に気泡の状態（共存領域）が存在しないものとなる。

よって、ボイラの構造としては、従来の水蒸気発電に蒸気を供給する臨界圧以下のボイラでは、気水分離のためのドラム（高圧ドラム、中圧ドラム、低圧ドラム）が必要であったが、超臨界水排熱回収ボイラは、ドラムが不要となる貫流ボイラとなる。

図４は、燃焼排ガスの温度降下線と従来の臨界圧以下の排熱回収ボイラの給水温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
図５は、燃焼排ガスの温度降下線と本実施例の第１排熱回収部の超臨界水温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。

図４に示すように、従来のドラムを有する排熱回収ボイラでは、燃焼排ガスの温度降下線と給水の温度上昇線とが略平行とはならず、屈曲したエンタルピー線となり、複数（図４では３か所）のピンチポイントが近接し、これ以上熱回収ができないものとなる。
これに対して、図５に示すように、本実施例のように、超臨界水２１を用いて熱回収して第１蒸気２３を得る場合には、燃焼排ガス１８Ａの温度降下線と略平行した比較的フラットなエンタルピー線となるので、第１排熱回収部２２で熱回収し易いものとなる。

この結果、本実施例のように、超臨界水２１で熱回収することでエンタルピー線が排ガス温度降下線と略リニアな関係でもって温度が上昇することとなる。

ただし、第１排熱回収部２２のみでは、従来のような蒸気の再加熱をすることはできないので、このままでは熱回収効率が低いものとなる。

そこで、本実施例では、第１排熱回収部２２で得られた第１蒸気２３を高圧蒸気タービン２４で動力を回収した後、その排気蒸気２５を第１蒸気ラインＬ₁₁により、第２排熱回収部２６内に供給し、第２熱交換部２０Ｂで、分岐した燃焼排ガス１８Ｂと熱交換させて、第２蒸気２７を再加熱するようにしている。
また、この得られた第２蒸気２７を低圧蒸気タービン２８で動力を回収している。

図６は、燃焼排ガスの温度降下線と本実施例の第２排熱回収部の給水及び蒸気温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
図６に示すように、本実施例のように、排気蒸気２５を用いて熱回収して第２蒸気２７を得る場合には、分岐した燃焼排ガス１８Ｂの温度降下線と略平行した比較的フラットなエンタルピー線となるので、第２排熱回収部２６の第２熱交換部２０Ｂでは熱回収し易いものとなる。

これによって、第２排熱回収部２６における排熱回収の蒸気効率を極めて高くすることができる。
すなわち、排気蒸気２５自体を、第２排熱回収部２６の第２熱交換部２０Ｂにおいて、分岐した他方の燃焼排ガス１８Ｂを用いて再加熱させることができるので、コンバインドサイクルでのサイクル効率の向上を図ることができる。

また、図６に示すように、本実施例のように、第２排熱回収部２６の後段側の第３熱交換部２０Ｃにおいて、第２熱交換部２０Ｂで熱回収した後の第３燃焼排ガス１８Ｃを用いて分岐した超臨界水２１の一部２１ａを熱交換しているので、第３燃焼排ガス１８Ｃの温度降下線と略平行した比較的フラットなエンタルピー線となり、第３熱交換部２０Ｃで熱回収し易いものとなる。

このように、本実施例では、燃焼排ガス１８を分岐して第１燃料排ガス１８Ａと第２燃焼排ガス１８Ｂとし、並列に設置された第１排熱回収部２２と第２排熱回収部２６とに各々導入している。そして、第１排熱回収部２２においては、第１熱交換部２０Ａとして超臨界水２１を熱交換し、第２排熱回収部２６においては、第２熱交換部２０Ｂ及び第３熱交換部２０Ｃで、排気蒸気２５及び超臨界水２１の一部２１ａを各々熱交換するようにしている。

そして、第１熱交換部２０Ａでは、図１−２に示すように、パワータービン１６から排出される高温（例えば６１７℃）の燃焼排ガス１８Ａを用いて、超臨界水（３０℃／３００ＢａｒＧ（３０ＭＰａ））２１を熱交換して、第１蒸気（５５０℃／３００ＢａｒＧ（３０ＭＰａ））２３としている。
また、第２熱交換部２０Ｂでは、燃焼排ガス（６１７℃）１８Ｂを用いて、高圧蒸気タービン２４からの排気蒸気（温度２２０℃／２０ＢａｒＧ）２５を熱交換し、第２蒸気（５８０℃／２０ＢａｒＧ）２７としている。
さらに、第２熱交換部２０Ｂを通過した第３燃焼排ガス（２５０℃）１８Ｃを用いて、超臨界水２１の分岐した一部（３０℃／３００ＢａｒＧ（３０ＭＰａ））２１ａを熱交換して、蒸気（２２０℃／３００ＢａｒＧ（３０ＭＰａ））２１ｂとして、超臨界水ラインＬ₁₀の途中に導入している。

なお、第１排熱回収部２２からの第１燃焼排ガス（１２５℃）４１Ａは、第２排熱回収部２６からの第２燃焼排ガス（８０℃）４１Ｂと合流して、４１Ｃとして、煙突４２から排出するようにしている。

表１は、従来技術と本実施例の比較の一例を示す対比表である。

以上より、従来の高圧・中圧・低圧ボイラを用いた排熱回収ボイラを備えたガスコンバインドサイクル（Gas Turbine Combined Cycle：ＧＴＣＣ）発電プラントのボイラ効率（ＬＨＶ）が６０．０９％であったものが、本実施例では６２．１７％まで上昇することができる。

次に、本発明の実施例２に係るコンバインドサイクル設備について、図２を参照して説明する。図２は、実施例２に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。なお、実施例１と同様の部材については、同一符号を付してその説明は省略する。
本実施例に係るコンバインドサイクル設備１０Ｂは、図２に示すように、実施例１に係るコンバインドサイクル設備１０Ａにおいて、第３熱交換部２０Ｃを設置せず、第２排熱回収部２６から排出する第３燃焼排ガス１８Ｃをガス導入ラインＬ₃₀により、第１排熱回収部２２内に直接導入している。これにより、第１熱交換部２０Ａでの熱交換効率の向上を図るようにしている。

次に、本発明の実施例３に係るコンバインドサイクル設備について、図３−１、３−２を参照して説明する。図３−１は、実施例３に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。図３−２は、実施例３に係る他のコンバインドサイクル設備の概略図である。なお、実施例１と同様の部材については、同一符号を付してその説明は省略する。
図１に示す実施例１に係るコンバインドサイクル設備１０Ａでは、燃焼排ガス１８を分岐して、第１排熱回収部２２と第２排熱回収部２６とを並列に設置していたが、図３−１に示すように、本実施例のコンバインドサイクル設備１０Ｃでは、一台の排熱回収装置４５を設け、この排熱回収装置４５の内部を２つの通路４６Ａ、４６Ｂに仕切る分岐用仕切部４７を燃焼排ガス１８のガス流れ方向に沿って設けて、第１排熱回収部２２と第２排熱回収部２６とを並列して設置するようにしている。

そして、ガスタービン１７からの燃焼排ガス１８を２つの第１通路４６Ａ、第２通路４６Ｂに仕切る分岐用仕切部４７を設け、第１通路４６Ａ内では、第１熱交換部２０Ａとし、第２通路４６Ｂ内では第２熱交換部２０Ｂとし、分岐用仕切部４７の後流側では、熱交換後の燃焼排ガスを用いた第３熱交換部２０Ｃを構成している。

本実施例では、実施例１と同様に、第１熱交換部２０Ａにおいては、超臨界水２１と第１燃焼排ガス１８Ａとを熱交換し、第１蒸気２３を得ている。この得られた第１蒸気２３で高圧蒸気タービン２４を駆動している。
また、第２熱交換部２０Ｂにおいては、第２燃焼排ガス１８Ｂと熱交換して第２蒸気２７を得ている。この第２蒸気２７で低圧蒸気タービン２８を駆動している。
さらに、第３熱交換部２０Ｃにおいては、超臨界水２１の一部２１ａを、両者の熱交換後の燃焼排ガスで熱交換し、熱交換後の超臨界水２１ｂは、第１熱交換部２０Ａに導入している。

本実施例では、実施例１及び２のように排熱回収部を２台設置することがないので、コンパクトな設備で熱交換効率の向上を図るようにしている。

また、図３−１に示すコンバインドサイクル設備１０Ｃでは、排熱回収装置４５の内部を２つの通路４６Ａ、４６Ｂに仕切る分岐用仕切部４７を設けていたが、図３−２に示すコンバインドサイクル設備１０Ｄでは、この分岐用仕切部４７を設置せずに、第１排熱回収部２２と、第２排熱回収部２６とを並列して設置するようにしている。この分岐用仕切部４７を設置しない場合には、部品点数の削減となる。

１０Ａ〜１０Ｄ コンバインドサイクル設備
１１ 空気（大気）
１１Ａ 圧縮空気
１２ 空気圧縮機
１３ 燃料
１４ 燃焼器
１５ 燃焼ガス
１６ パワータービン
１７ ガスタービン
１８ 燃焼排ガス
１８Ａ 第１燃焼排ガス
１８Ｂ 第２燃焼排ガス
１８Ｃ 第３燃焼排ガス
２１ 超臨界水
２２ 第１排熱回収部
２３ 第１蒸気
２４ 高圧蒸気タービン
２５ 高圧排気蒸気
２６ 第２排熱回収部
２７ 第２蒸気
２８ 低圧蒸気タービン
２９ 低圧排気蒸気
４１Ａ、４１Ｂ 燃焼排ガス
４１Ｃ 合流排ガス

Claims (7)

1. 空気を圧縮する空気圧縮機と、前記空気圧縮機で圧縮された圧縮空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、前記燃焼器からの高温・高圧の燃焼ガスにより駆動されるパワータービンとを備えたガスタービンと、
   前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスからの熱エネルギーを用いて超臨界水ラインにより供給される超臨界水と熱交換する第１熱交換部と、
   前記第１熱交換部からの第１蒸気により駆動される高圧蒸気タービンと、
   前記高圧蒸気タービンを駆動した後の排気蒸気を、前記燃焼排ガスからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第２熱交換部と、
   再加熱した第２蒸気により駆動される低圧蒸気タービンと、を備えたことを特徴とするコンバインドサイクル設備。
2. 請求項１において、
   前記第１熱交換部と、前記第２熱交換部とが、各々独立していると共に、
   前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスを第１燃焼排ガスと第２燃焼排ガスとに分岐する分岐部と、
   前記第１燃焼排ガスを用い、前記第１熱交換部で熱交換すると共に、
   第２燃焼排ガスを用い、前記第２熱交換部で熱交換することを特徴とするコンバインドサイクル設備。
3. 請求項１又は２において、
   前記第２熱交換部の後流側に、該第２熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスと前記超臨界水の一部とを間接熱交換する第３熱交換部を備えることを特徴とするコンバインドサイクル設備。
4. 請求項１又は２において、
   前記第２熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスを、前記第１熱交換部へ導入する導入ラインを備えることを特徴とするコンバインドサイクル設備。
5. 請求項１において、
   前記第１熱交換部と、前記第２熱交換部とが、一つの排熱回収装置内に並列して設けられることを特徴とするコンバインドサイクル設備。
6. 請求項５において、
   前記第１熱交換部と、前記第２熱交換部とが、前記燃焼排ガスを分岐する分岐用仕切部により仕切られていることを特徴とするコンバインドサイクル設備。
7. 請求項１乃至６のいずれか一つにおいて、
   前記低圧蒸気タービンからの第３水蒸気中の水分を凝縮する復水器と、
   前記復水器で凝縮した復水を臨界圧以上に昇圧する昇圧ポンプと、を備え、
   前記昇圧ポンプで昇圧された超臨界水を、前記第１熱交換部に供給することを特徴とするコンバインドサイクル設備。

Images