JP2016530451A

JP2016530451A - 高圧力比ツインスプール産業用ガスタービンエンジン

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Publication number: JP2016530451A
Application number: JP2016542100A
Authority: JP
Inventors: ディーブロストマイア，ジョセフ; ティーセジュカ，ジャスティン; ビージョーンズ，ラッセル
Original assignee: Florida Turbine Technologies Inc
Current assignee: Florida Turbine Technologies Inc
Priority date: 2013-09-12
Filing date: 2014-09-11
Publication date: 2016-09-29
Anticipated expiration: 2034-09-11
Also published as: EP3044430A1; CN105849370A; JP6356813B2; EP3044430B1; KR101878241B1; KR20160053978A; CN105849370B

Abstract

【解決手段】電力生産のための産業用ガスタービンエンジンは、高圧スプールと低圧スプールとを含み、低圧スプールは、フル出力モードから完全に停止したゼロ出力モードまで運転可能である。高電力需要時には、低圧スプールを運転して、高圧スプールの高圧圧縮機に圧縮空気を供給する。タービン排気を用いて、排熱交換ボイラが発生する蒸気で第２の発電機を駆動する。該発電プラントは、ピーク負荷の２５％で運転しつつ、発電プラントの遊休部分を高温に保つことで、高出力が必要な場合の再始動を容易にすることができる。【選択図】図６

Description

本発明は、一般に産業用ガスタービンエンジンに関し、より詳細には、高圧スプールとは独立して運転可能な低圧スプールを有するツインスプール産業用ガスタービンエンジンに関する。

例えば大型ヘビーデューティー産業用ガスタービン（ＩＧＴ：ＩｎｄｕｓｔｒｉａｌＧａｓＴｕｒｂｉｎｅ）エンジン等のガスタービンエンジンでは、燃焼器内で発生した高温ガス流をタービンに通して、機械的仕事を産出する。タービンは、温度が漸減する高温ガス流と作用する１列又は１段以上の静翼及び動翼を含む。タービンの、すなわちエンジンの効率は、より高温のガス流をタービンに通すことで向上することができる。但し、タービン入口温度は、タービン、特に初段翼の材料特性や、これら初段翼に対する冷却能力の大きさに制限される。

電力生産に用いられる産業用ガスタービンエンジンでは、電力需要が少ない期間、エンジンの出力を減少させる。電力需要が少ない期間、先行技術の発電プラントは、ピーク負荷の４０％〜５０％の低電力モードとなる。こうした低電力モードでは、エンジン効率が非常に低いため、エンジンをより効率の高いフルスピードで運転した場合よりも電力コストは高くなる。

現在用いられている産業用及び船舶用ガスタービンエンジンを、図１２〜図１５に示す。こうした設計には、高サイクル圧力比に対する部品（圧縮機及びタービン）性能が低いこと、部分負荷時の部品効率が低いこと、あるいは低ＮＯｘ燃焼器を装備した場合には部分負荷時のＣＯ（一酸化炭素）排出が多いこと等、いくつかの大きな問題があり、運転可能な電力の下限（ターンダウン比と呼ぶ）が制限されてしまう。

図１２に、タービン２に接続された圧縮機１を有するとともに、直接駆動発電機３を圧縮機端に有する一軸ＩＧＴエンジンを示す。図１３に、高スプール軸と、発電機３を直接駆動する別の動力タービン４とを有する二軸ＩＧＴエンジンを示す。図１４に、高圧スプールが低圧スプールの周りを回転する同心スプールを有するとともに、別の低圧軸が発電機３を直接駆動する二軸航空転用ガスタービンエンジンを示す。図１５に、高圧スプール内で回転する低圧スプールと、発電機３を直接駆動する別の動力タービン４とを有する三軸ＩＧＴエンジンを示す。

図１２のＩＧＴエンジンの構成は、発電用として最も一般的であり、高圧力比において高い部品効率を達成するには非最適な軸速度による限界がある。質量流の入口及び出口容量は、構造的にＡＮ^２（最終段ブレード応力）と先端速度とにより制限され、高い先端速度からくるフロー中のマッハ数損失により、入口及び出口直径が制限される。従って、所与のロータ速度では、大きなマッハ数損失により圧縮機及びタービンの部品効率が低下し始めるまでの、圧縮機の入口直径及び対応するフロー容量ならびにタービンに対する出口直径及びフロー容量の最大値が存在する。

単一軸に対する高圧力比での最大入口流量が決まっているため、圧縮機流路の高圧領域では、動翼が非常に小さくなってくる。比較的大きな半径におけるブレード高が小さくなると、クリアランス及び漏れ効果により損失が大きくなる。高圧力比の航空機エンジンでは、高圧及び低圧軸を分離することにより、こうした限界を克服している。高圧軸は、高速回転とすることで、半径を小さくしつつ一段あたりの十分な仕事を確保している。こうした例を図１４に示す。図１４は、電力生産に用いられる典型的な航空転用ガスタービンエンジンである。高圧軸５の内径（ＩＤ：ＩｎｎｅｒＤｉａｍｅｔｅｒ）内に低速軸６を有するため、高圧スプールの速度には依然限界がある。この場合、高圧軸流路の半径が別法によるよりも大きくなるため、高圧ロータの速度が減少し、ブレードの半径が小さくなって、高圧スプールの効率が低下する。図１３の構成も、圧縮機全体が単一軸上にあるため、図１２と同様、高圧力比での部品効率の向上には限界がある。

ターンダウン比は、ガスタービンエンジンが動作可能な（且つＣＯ排出が汚染限度を超えない）最低動力負荷を、１００％全負荷動力で割ったものである。現在のガスタービンのターンダウン比は、約４０％である。中には３０％を達成可能なものもある。小さな部分負荷で運転するには、燃焼器出口温度を低くするとともに入口質量流を小さくする必要がある。ＣＯ排出を少なくするには、燃焼器温度を十分高くして、燃焼工程を完了させる必要がある。燃焼温度を維持してＣＯ排出を抑える必要があるため、動力を落とす方法としては、入口質量流を小さくするのが最良である。典型的な一軸ガスタービンエンジンでは、圧縮機に多段の可変案内羽根を用いて、入口質量流を小さくしている。圧縮機のフロー下限は、図１２のような一軸定速ロータ圧縮機の場合、約５０％である。図１４の構成も、低圧圧縮機が発電機を定速駆動するため、図１２の構成と同様、入口質量流の減少には限界がある。

図１５の構成は、現在のＩＧＴエンジンの構成としては最も効率的な選択肢であるが、低スプール軸６が高スプール軸５内で回転するため、高スプール半径をこれ以上小さくことができず、最適の構成とはいえない。また、低スプール軸６の速度を落として入口質量流を減少させると、ＨＰＴ（ＨｉｇｈＰｒｅｓｓｕｒｅＴｕｒｂｉｎｅ：高圧タービン）からＬＰＴ（ＬｏｗＰｒｅｓｓｕｒｅＴｕｒｂｉｎｅ：低圧タービン）に入る角度に不整合が生じるとともに、ＬＰＴを出てＰＴ（ＰｏｗｅｒＴｕｒｂｉｎｅ：動力タービン）に入るフローの角度に不整合が生じ、部分負荷におけるタービン性能の効率が悪くなってしまう。

高圧スプールと低圧スプールとを有し、両スプールを独立して運転して１２％の低ターンダウン比を達成しつつエンジンの高効率を維持できる、電力生産に用いられるタイプの産業用ガスタービンエンジン。発電機は、高圧スプールに直接接続され、連続的な一定速度で運転される。低圧スプールは、高圧スプールからのタービン排気により駆動されるものであり、低圧スプールの速度を規制するため、可動入口案内羽根を含む。低圧スプールからの圧縮空気は、高圧スプールの圧縮機の入口に供給される。中間冷却器を用いて、高圧スプールに送る圧縮空気の温度を下げることができる。

別々に動作可能なスプールを有するツインスプールＩＧＴは、４０〜５５の高圧力比で圧縮機及びタービンの部品効率を高く維持することができるため、排気温度を現在の限界内に維持しつつタービン入口温度を高くすることができる。

両スプールからのタービン排気をＨＲＳＧ（ＨｅａｔＲｅｃｏｖｅｒｙＳｔｅａｍＧｅｎｅｒａｔｏｒ：排熱回収ボイラ）に導入し、発生した蒸気を用いて、発電機を駆動する蒸気タービンに動力を供給して、発電プラントの総合効率を更に向上することができる。

別の実施形態では、低圧圧縮機からの圧縮空気の一部を抽出し、ブースト圧縮機で更に圧縮した後、高圧タービン静翼用の冷却回路に送達する。ここで加熱された冷却空気は、次いで燃焼器内に吐出される。

本発明の更に別の実施形態では、高圧スプールからのタービン排気を用いて、例えば、発電機、変速機、圧縮機、船舶用プロペラ等の外部負荷に動力軸により接続された中圧動力タービン（ＩＰＰＴ：ＩｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅＰｒｅｓｓｕｒｅＰｏｗｅｒＴｕｒｂｉｎｅ）を駆動する。中圧動力タービン軸は、低圧スプール内を通過する。これにより、低圧スプールの速度を制御して低スプール圧縮機から高スプール圧縮機へ供給される圧縮空気の質量流量を規制することで、中圧動力タービン軸の速度を規制することができる。この実施形態では、負荷は、高スプールにではなく、中圧動力タービン（ＩＰＰＴ）に接続される。

本発明のツインスプールＩＧＴの設計により、ガスタービンコンバインドサイクル発電プラントは、６７％超の正味熱効率で運転が可能であるが、これは現在のエンジン熱効率に比して大幅なアップである。

また、電力生産に用いられる現在のＩＧＴエンジンは、サイズ及び質量流の制約から、出力が約３５０ＭＷに限られている。本発明のツインスプール設計により、既存のＩＧＴエンジンを改修して、既存の最大出力の２倍近くで運転することが可能となる。

ツインスプールＩＧＴエンジンの別の利点は、先行技術の様々なサイズのシングルスプールＩＧＴエンジンを、本発明の種々のサイズ及び圧力比の低圧スプールを組み込むことで改修し、高スプール圧縮機に圧縮空気を供給できることである。

タービン高温部の冷却に使用した冷却空気は、燃焼器に再導入されるが、このとき冷却空気は、ディフューザ内で境界層が増大するのを防ぐため、圧縮機の出口と燃焼器の入口との間に配置されたディフューザ内に吐出される。ディフューザの一実施形態では、静翼からの冷却空気を、ディフューザの外壁に対して圧縮空気流と平行に吐出するとともに、動翼からの冷却空気を、ディフューザの内壁に対して圧縮機からの吐出と平行に、圧縮機の吐出空気の速度以上の速度で吐出して、境界層の成長を抑える。

本発明のより完全な理解、ならびに付随する利点や特徴については、添付の図面とともに後述の詳細な説明を参照することでより容易に理解されるであろう。添付の図面において：
図１は、本発明のタービン翼冷却を有するガスタービンエンジンの第１の実施形態を示す。図２は、本発明の中間冷却付きタービン翼冷却を有するガスタービンエンジンの第２の実施形態を示す。図３は、本発明の中間冷却付きタービン翼冷却を有するガスタービンエンジンの第３の実施形態を示す。図４は、本発明の蒸気発生用ＨＲＳＧを伴う中間冷却付きタービン冷却を有するガスタービンエンジンの第４の実施形態を示す。図５は、本発明の機械的に非連結なツインスプール産業用ガスタービンエンジンの第１の実施形態を有する発電プラントの図を示す。図６は、本発明の機械的に非連結なツインスプール産業用ガスタービンエンジンの第２の実施形態を有する発電プラントの図を示す。図７は、本発明の機械的に非連結なツインスプール産業用ガスタービンエンジンの第３の実施形態を有する発電プラントの図を示す。図８は、本発明の機械的に非連結なツインスプール産業用ガスタービンエンジンの第４の実施形態を有する発電プラントの図を示す。図９は、本発明の機械的に非連結な三軸産業用ガスタービンエンジンを有する発電プラントの断面図を示す。図１０は、本発明のガスタービンエンジンにおいて圧縮機と燃焼器との間に用いられるディフューザの断面図を示す。図１１は、本発明のガスタービンエンジンにおいて圧縮機と燃焼器との間に用いられるディフューザの第２の実施形態の断面図を示す。図１２は、直接駆動発電機を圧縮機端に有する先行技術の一軸スプールＩＧＴエンジンを示す。図１３は、高スプール軸と、発電機を直接駆動する別の動力タービンとを有する先行技術の二軸ＩＧＴエンジンを示す。図１４は、高スプールが低スプールの周りを回転する同心スプールを有するとともに、別の低圧軸が発電機を直接駆動する先行技術の二軸航空ガスタービンエンジンを示す。図１５は、高圧スプールとともに回転する低圧スプールと、発電機を直接駆動する別の動力タービンとを有する先行技術の三軸ＩＧＴエンジンを示す。

本発明は、タービン静翼冷却を有するガスタービンエンジンである。図１に、圧縮機１１と、燃焼器１２と、タービン１３とを有し、圧縮機１１とタービン１３とがロータ軸で接続されたガスタービンエンジンを有する本発明の第１の実施形態を示す。タービン１３は、冷却された第１段の静翼１６を有する。圧縮機１１が圧縮した空気は、次いで燃焼器１２内で燃料とともに燃焼して、高温ガス流を発生する。高温ガス流はタービン１３を通過する。第２の圧縮機１４は、モータ１５により駆動されて、第１の圧縮機１１よりも高い圧力で空気を圧縮する。より高圧の圧縮空気は、次いでタービン１３内の静翼１６に通して冷却を行う。加熱された冷却空気は、次いで燃焼器１２に通して、燃料及び第１の圧縮機１１からの圧縮空気と混合させる。

第２の圧縮機１４は、静翼１６を冷却するための高圧圧縮空気を、次に燃焼器１２内に吐出できるように生成する。上段１４からの圧力が適度に高くない場合、静翼から吐出される冷却空気圧は、燃焼器内へ入り込むのに十分な高圧とはならない。

図２に示す本発明の第２の実施形態では、２段（１４、１７）圧縮機（すなわち、多段軸流圧縮機）は、２段圧縮機（１４、１７）の性能アップのため圧縮空気を冷却する中間冷却器２１を含む。２段圧縮機（１４、１７）及び中間冷却器２１からの圧縮空気は、次いで静翼１６を冷却するのに用いられ、次いで燃焼器１２内に吐出される。中間冷却器２１を有する２段圧縮機（１４、１７）は、第１の圧縮機１１よりも高圧の冷却空気を発生し、静翼１６の冷却後も燃焼器１２内に吐出するのに十分な圧力が残るようにする。

図３に示す本発明の第３の実施形態では、静翼１６用の冷却空気は、第１の圧縮機１１の後段（第１段以降）から抽気され、中間冷却器２１を通過した後、第２の圧縮機１４に入って昇圧される。第２の圧縮機１４からのより高圧の空気は、次いで静翼１６に通して冷却を行い、次いで燃焼器１２内に吐出される。

以上３つの実施形態において、第１の又は主圧縮機１１は、必要とされる空気の約８０％を燃焼器１２に提供する。第２の圧縮機１４は、燃焼器１２への残りの２０％を発生する。ある産業用ガスタービンを調べたところ、第１の又は主圧縮機１１の圧力比は３０（すなわち、出口圧力は入口の３０倍）であり、第２の圧縮機１４の圧力比は４０（すなわち、出口圧力は入口の４０倍）である。

図４に、タービン冷却と中間冷却器熱回収とを有する本発明の別の実施形態を示す。ガスタービンエンジンは、圧縮機１１と、燃焼器１２と、例えば静翼１６等のタービン翼が冷却されたタービン１３とを含む。燃料を燃焼器１２へ導入し、発生した高温ガス流をタービン１３に通す。モータ３１により駆動される第１及び第２の圧縮機３２及び３４において、二次フローの外部圧縮が行われる。中間冷却器／低圧ボイラ３３を、２つの圧縮機３２及び３４の間（又は、１つの圧縮機の段間）に配置して、圧縮空気の冷却を行う。モータ３１は、タービン翼１６の冷却に用いられる空気を圧縮する両圧縮機（又は段）３２及び３４を駆動する。

ガスタービン１３の排気は、排熱回収ボイラ（ＨＲＳＧ）４０において蒸気を発生するのに用いられる。ＨＲＳＧ４０が発生する高圧（ＨＰ：ＨｉｇｈＰｒｅｓｓｕｒｅ）蒸気４２は、高圧タービン３６に送達されて、第１の発電機３５を駆動する。ＨＲＳＧ４０が発生する低圧（ＬＰ：ＬｏｗＰｒｅｓｓｕｒｅ）蒸気４３は、第２の発電機３８を駆動する低圧（ＬＰ）タービン３７に流入するＨＰタービン排気からのＬＰ蒸気と組み合わされる。煙突４１は、ＨＲＳＧ４０で使用されたタービン排気を吐出する。凝縮器３９は、ＬＰタービン３７から吐出される蒸気を凝縮して水にする。水は次いでＨＲＳＧ４０又は中間冷却器３３に流入する。中間冷却器３３に流入した水は、低圧（ＬＰ）蒸気を発生するブースト圧縮機３２から吐出される圧縮空気を冷却するのに用いられる。該ＬＰ蒸気は、ＨＲＳＧ４０からのＬＰ蒸気とともにＬＰタービン３７の入口に流入する。結果として、第２の圧縮機３４からの圧縮空気は、中間冷却器を用いない場合よりも低温となるため、タービン翼１６の冷却が向上する。タービン翼１６からの冷却空気は、次いで燃焼器１２内に吐出され、燃料とともに燃焼して、タービン１３用の高温ガス流を発生する。

図５の実施形態は、非同心スプールを有する高圧力比フレキシブル産業用ガスタービンエンジンであり、高圧スプールを、電力負荷に応じて低圧スプールとともに／又は低圧スプールなしで運転することができる。図５に、高圧圧縮機５１と、燃焼器５３と、高圧ガスタービン５２とがロータ軸により発電機５５に接続された主ガスタービンエンジンを含む発電プラントを示す。主エンジン（５１、５２、５３）及び発電機５５は、ベアリングにより回動可能に支持される。入口空気を高圧圧縮機５１へ供給するオプションとして、主高圧圧縮機５１の入口を、バルブ５７を介してブースト圧縮機５６へ接続する。高圧圧縮機５１及び高圧タービン５２は、高圧スプールの一部である。

低圧ガスタービン６１は、ベアリングにより支持されるロータ軸により低圧圧縮機６２に接続される。低圧圧縮機６２は、入口案内羽根と、圧縮空気流の調節を可能にする可変静翼とを含む。低圧ガスタービン６１及び低圧圧縮機６２は、低圧スプールを形成しており、主エンジン又は高圧スプール５１及び５２とは非同心（独立して動作可能）である。同様に、高圧圧縮機も、フローマッチング及び速度制御を可能にする可変羽根を含んでもよい。このようにして、主エンジン又は高速スプール５１及び５２を運転して発電機５５を駆動しつつ、低圧スプール６１及び６２を停止して非稼働とすることができる。低圧圧縮機６２の出口は、管路６７により高圧圧縮機５１の入口に接続される。中間冷却器６５を低圧圧縮機６２の出口と高圧圧縮機５１の入口との間に用いて、圧縮空気を冷却することができる。バルブ６６を、低圧圧縮機６２から高圧圧縮機５１への圧縮空気の管路６７に用いることもできる。図５では、高圧圧縮機５１の後段への入口を点線で示しているが、該入口は圧縮機の初段翼の上流に配置してもよい。

ここで、本発明のツインスプールターボ過給型産業用ガスタービンエンジン（図５に一実施形態を示す）の主な利点について説明する。先行技術の大型ヘビーデューティー産業用ガスタービンエンジンでは、ロータ軸を発電機に直接接続したシングルスプールだけが用いられる。こうした設計により、変速機を要さずに発電機に大きな動力を伝達することができる。このため、ガスタービンは、地域の送電グリッドの同期速度に等しい非常に限定されたロータ速度で運転する必要がある。ガスタービンの構成要素をモジュールシステムに分離することにより、それぞれを個々に最適化して、統合システム内の性能を最大にすることが可能になる。また、実質的な出力及び操作性を向上することができる。

ガスタービンの効率は、おおむね総圧力比の関数になることが知られている。既存のＩＧＴでは、圧縮機の低圧及び高圧領域を同じ（同期）速度で運転する場合、低圧及び高圧領域で同時に最適効率を達成することができないため、達成し得る最大圧縮機圧力比が限られていたが、低圧及び高圧圧縮機をそれぞれの最適ロータ速度で運転できる構成とすることにより、現在の総圧力比の限界を超えることが可能になる。更に、低圧及び高圧系統を分離することにより、部品効率の向上及び性能マッチングが可能になる。例えば、既存のＩＧＴの回転翼端と外側の固定シュラウド又はリング部分との間のクリアランスは、低圧系統における構成要素のサイズに起因して、比較的大きくする必要がある。本発明では、高圧系統のクリアランスを縮小して、効率及び性能を上げることが可能である。

本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴによると、ターンダウン時又は部分出力時のエンジン効率を高めることができるとともに、エンジンの応答性を向上できる操作性のより良いシステムが可能になる。更に、こうした設計により、先行技術のＩＧＴで得られるよりも高レベルのターンダウンが可能となる。

更に別の例では、先行技術のＩＧＴの出力及び質量流は、最終段のタービン翼の実現可能サイズにより制限される。最終段のタービン翼の長さは、受風面積（Ａ）とロータ速度（Ｎ）の２乗との積によって、応力的に制限される。これを一般に、タービンのＡＮ^２と呼ぶ。所与のロータ速度においては、タービンの流量は、ブレードの受風面積により制限される。ロータ速度を下げることができれば、環状面積を増やすことができ、より大きなフローを流してより大きな出力を発生するようにタービンを設計することが可能になる。５０Ｈｚの電力市場向けに設計されるガスタービン（３０００ｒｐｍで回転）が、６０Ｈｚ市場向けに設計される同等のガスタービン（３６００ｒｐｍで回転）よりも約４４％高い最大出力能力で設計できるのは、本質的にこのためである。ガスタービンエンジンをモジュール化した部品で設計することができれば、低圧圧縮機及びタービンを備えた低圧系統を別途設計し、低速で運転することで、きわめて多量の空気をガスタービンの高圧側（コア）に送達することができる。

先行技術のＩＧＴでは、タービン入口温度が上昇するとともに、サイズ及び速度、ＡＮ^２、ならびに過去段のタービン翼に対する制約から、圧力比及びタービン入口温度が上昇するにつれて、結果的に効率が低下する。又、圧力比が上昇するとともに、圧縮機の後端のサイズが減少するため、圧縮機効率が低下し始めることとなり、更なる損失が発生する。圧縮比が高い場合、エンジンの中心線からの半径に対して翼高を非常に小さくする必要がある。これにより、翼端のクリアランスが大きくなり、二次流れ漏れ損失が発生する。本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴは、先行技術の大型ＩＧＴのフローサイズを最大２倍まで増加させることにより、こうした先行技術のＩＧＴの問題を解決するものである。通常、このようにフローサイズを増加することは、タービンのＡＮ^２の制約から不可能である。本発明は、シングルスプールからダブルスプールに切り換え、最終段のタービン翼を、タービンが典型的な限度にとどまる範囲でより低いＲＰＭで設計可能にすることで、これを解決するものである。従来のダブルスプールエンジンは、発電機を低スプールに配置し、発電機の速度を固定するとともに、高ＲＰＭ高スプールエンジンを備えるように設計される。本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴでは、発電機を高スプールに配置するとともに、可変速低スプールを備えるものである。こうした設計には、多くの利点がある。低スプールをグリッド周波数から解放したため、同期速度より低いＲＰＭを選択して、ＬＰＴをＡＮ^２限度内で運転することが可能になる。別の主要な利点としては、低スプールのＲＰＭを運転中に大きく低下させることにより、低スプール速度固定の機械で実現可能であるよりも更に大幅にエンジン空気流及び出力を減少させることができる。本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴは、４０％負荷で運転する先行技術のシングルスプールＩＧＴよりも高い燃焼吐出温度を、１２％負荷で維持することができる。本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴでは、高圧圧縮機の入口案内羽根を閉じることにより、出力を減少させる。低圧及び高圧圧縮機を空気力学的にマッチングさせるには、可変ＬＰＴを用いて、ＬＰＴへの流入面積を減らし、低スプールのＲＰＭを低下させる。

先行技術のシングルスプールＩＧＴは、最大出力の約４０〜５０％の低出力設定が達成可能である。本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴは、最大出力の約１２％の低出力設定が達成可能である。こうしたターンダウン能力の向上により、さまざまな発電ソースから電力グリッドに対してフレキシビリティの要求がある場合に、大きな競争的優位をもたらすことができる。

図５では、煙突４１を有するＨＲＳＧ（ＨｅａｔＲｅｃｏｖｅｒｙＳｔｅａｍＧｅｎｅｒａｔｏｒ：排熱回収ボイラ）４０を用いて、ガスタービン５２及び６１からの排気を管路６４を介して取り込むとともに、いずれも第２の発電機３８に接続される高圧蒸気タービン３６及び低圧蒸気タービン３７で使用する蒸気を発生する。排気は最終的に煙突４１を経て排出される。図５の点線は、高圧ガスタービン排気管からＨＲＳＧ４０への直接接続を表し、この場合、低圧ガスタービン６１はバイパスされることになる。

電力需要が高い期間は、高圧圧縮機５１及び低圧圧縮機５２を有する主エンジンを運転して発電機５５を駆動するとともに、ガスタービン５２の排気を動力又は低圧ガスタービン６１に送って低圧圧縮機６２駆動する。低圧ガスタービン６１の排気は、次いでＨＳＲＧ４０に流入し、蒸気を発生して、第２の発電機３８を駆動する２つの蒸気タービン３６及び３７を駆動する。低圧圧縮機６２からの低圧圧縮空気は、高圧圧縮機５１の入口に流入する。

電力需要が低い期間は、低圧ガスタービン６１及び低圧圧縮機６２を低速で運転する。高圧ガスタービン５２からの排気は、低圧ガスタービン６１及び管路６４を介してＨＲＳＧ４０へ流入し、第２の発電機３８を駆動する２つの蒸気タービン３６及び３７用の蒸気を発生する。また、これによりＨＳＲＧの各部が高温に保たれ、エンジンがより高い負荷で運転する際の再始動が容易になる。高圧圧縮機５１への流入量は、最大流量の２５％まで削減される。こうして主エンジン（５１、５２、５３）は超低電力モードに移行することができる。先行技術の発電プラントの場合、低電力モードはピーク負荷の４０％〜５０％である（圧縮機に入口案内羽根を備える）。本発明では、ピーク負荷の２５％まで低減できるとともに、（高温ガス流を通すことにより）発電プラントの一時的に高い蒸気温度が高温に維持されることで、より高い出力が必要となった場合の再始動が容易になる。中間冷却器６５は、水噴射を行って低圧圧縮空気を冷却してもよい。

フル出力と最低出力需要との間の部分出力条件では、低圧圧縮機６２及び低圧タービン６１を中間的なロータ速度で運転することが必要となる場合がある。完全に停止させずに低スプールのロータ速度を低下させつつ、低圧圧縮機６２及び高圧圧縮機５１の安定動作を保証するには、エンジンの制御手段が必要となる。安全な制御ストラテジがない場合、部分出力時における圧縮機の空気力学的ミスマッチにより、圧縮機の失速及び／又はサージが起きる可能性があるが、このことは安全性及び耐久性の面から避けなければならない。ロータ速度を低く制御しつつ圧縮機を空気力学的に適正にマッチングする方法としては、可変低圧タービン翼６３を用いるのが便利である。部分出力条件において可変低圧タービン翼６３を閉じると、低圧タービン６１の流れ面積及び流れ容量が減少し、ひいては低圧スプール（６１、６２）の回転速度が低下する。こうしたロータ速度の低下により、低圧圧縮機６２内の空気流が減少し、部分出力時における高圧圧縮機５１との空気力学的マッチングが向上する。

図６の実施形態は、図５と似ているが、高圧タービン５２の静翼７６に使用される冷却空気が追加されており、この冷却空気は次いで高スプールの燃焼器５３内に吐出される。本発明の電気エネルギー生成発電プラント（図６）の総効率を向上するため、低圧圧縮機６２から吐出される圧縮空気の一部は、中間冷却器７１を通り、モータ７３により駆動される圧縮機７２を通り、管路７５を通った後、高速スプールの高圧ガスタービン５２内の静翼７６を冷却するのに用いられる。この冷却空気は、次いで管路７７を通って燃焼器５３の入口内に吐出され、高圧圧縮機５１からの圧縮空気と組み合わされて、燃料とともに燃焼し、２つのガスタービン５２及び６１を駆動するのに用いられる高温ガス流を発生する。圧縮機７２の圧縮量は、静翼７６の冷却による圧力損失に打ち勝つとともに、燃焼器５３への流入に十分な超過圧力を維持するのに十分なものとする。ＬＰＣ６２の流れのうち、中間冷却器７１を通らないものは、経路上のオプションの中間冷却器６５を通って、高圧圧縮機５１の入口へと流れる。

図７の実施形態は、図６と似ているが、中間冷却器６５を一つだけ用いて、高圧圧縮機５１及び高圧タービン５２の静翼７６に流入する圧縮空気を冷却するものである。モータ７３により駆動されるブースト圧縮機７２を用いて、低圧圧縮機６２の圧力を十分に高く昇圧し、燃焼器５３に流入するのに十分な圧力を持って静翼７６を通過するようにしている。

図６及び図７のガスタービンエンジンの実施形態では、高圧タービン内の静翼を冷却するのに用いられた圧縮空気を燃焼器５３に注入している。本発明の更なる実施形態では、（例えば図１０及び図１１に示すような）ディフューザ１０１を高圧圧縮機５１の出口と燃焼器５３の入口との間に配置して、圧縮空気流を拡散する。拡散空気流の境界層を制御するため、高圧タービン５２の静翼１０４及び動翼１０５からの冷却空気をディフューザ内に吐出して、燃焼器５３に入る前に高圧圧縮機８１からの圧縮空気と混合する。図１０の実施形態では、静翼７６からの冷却空気を、ディフューザ１０１を囲む外側プレナム１０２内に吐出する。外側プレナム１０２は、冷却空気流を圧縮機８１から吐出された圧縮空気１０６と平行な方向に誘導する。同様の方法で、動翼からの冷却空気を内側プレナム１０３内に吐出する。冷却空気は、圧縮機から吐出された圧縮空気１０６と平行に流れる。境界面の形成を防止するため、２つのプレナム１０２及び１０３からの冷却空気は、圧縮機からの圧縮空気１０６の速度以上の速度に加速される。

図１１に示すディフューザ１０１の第２の実施形態では、静翼及び動翼からの冷却空気は、フィルム冷却孔１０８の構成を介してディフューザ１０１内に吐出される。

図８に、本発明のツインスプールターボ過給ＩＧＴの断面構成を示す。可変面積ノズルを有する低圧タービン６１を、フローケース内の高圧タービン５２の出口直後に配置し、高圧タービンからの流れが無損失で直接低圧タービンに流入するようにしている。ＬＰＴ６１からＬＰＣ６２へのロータ軸は、タービン高温ガスの排気部とＬＰＣ６２への空気入口とを形成するケース内を貫通している。ＬＰＣ６２は、管路６７によりＨＰＣ５１の入口に接続されている。高スプール（ＨＰＣ５１及びＨＰＴ５２を有する）は、発電機５５を直接駆動する。

図９に、発電プラントを用いて負荷８５を駆動可能な本発明の一実施形態を示す。該負荷は、発電機でも、圧縮機でも、船舶用のスクリュープロペラでもよい。図９の発電プラントは、先述の実施形態のように高スプール及び低スプールを含むとともに、ＨＰＴからの排気に駆動されて、自由軸（ＦＳ：ＦｒｅｅＳｈａｆｔ）を介して負荷８５を駆動する中圧動力タービン（ＩＰＰＴ：ＩｎｔｅｒｍｅｄｉａｔｅＰｒｅｓｓｕｒｅＰｏｗｅｒＴｕｒｂｉｎｅ）を有する。高圧圧縮機８１は、ロータを介して高圧タービン８２に回動可能に接続されるとともに、間に燃焼器８３が配置されて、高スプールを形成している。低圧タービン９１は、低圧圧縮機９２に回動可能に接続され、低スプールを形成している。ＬＰＴは、可変入口案内羽根又はノズル９３を含む。また、高圧圧縮機８１は、多段の可変静翼（ＶＳＶ：ＶａｒｉａｂｌｅＳｔａｔｏｒＶａｎｅ）を有する。中圧動力タービン（ＩＰＰＴ）８４は、ＨＰＴ８２の直ぐ下流に配置されており、低スプールのロータ軸内部を貫通する自由軸（ＦＳ）を介して負荷８５に回動可能に接続されている。圧縮空気管路６７は、ＬＰＣ９２の出口をＨＰＣ８１の入口に接続しており、中間冷却器６５を含むことができる。ブースト圧縮機５６を用いて、低スプール（９１、９２）の低運転時に、低圧圧縮空気をＨＰＣ８１へ供給することができる。オプションのＨＲＳＧ４０をＬＰＴ９１の排気に接続して、タービン排気を蒸気に変換し、いずれも発電機３８を駆動する高圧蒸気タービン３６及び低圧蒸気タービン３７を駆動する。動力タービン８４及びＨＰＴ８２は、図８のＬＰＴ６１及びＨＰＴ５２のように、ケース内に互いに近接して配置される。エンジンを用いて船を推進する場合、ＨＲＳＧは必ずしも必要ではない。

図９のツインスプールＩＧＴエンジンが示すもう一つ別の新規の構成は、図５〜図７の実施形態と同様の特徴を多く有する。なお、機械的又は発電機の負荷速度は、負荷に接続される低圧軸を介して、ガスタービンの高圧軸速度とは無関係に運転が可能である。この独立した負荷軸速度という特徴は、一般に、機械的負荷にとって最も重要である。ＦＳが依然として自由に減速可能であるため、部分負荷性能が向上するとともに、１２％負荷までの低ターンダウンが可能になる。なお、低圧軸がＦＳのＩＤを貫通しているが、これはＦＳがＨＰ軸に比べて低速且つ大きな半径で動作するためである。従って、この構成では、ＨＰ軸速度は高いままであってよい。

図９の発電プラントのオプションとしては、ＬＰＣ９２からＨＰＣ８１への流れ全体を中間冷却すること、ＨＰＴ８２の静翼を冷却するのに用いる圧縮空気だけを中間冷却すること、静翼の冷却に用いられる冷却空気だけを中間冷却するとともに該冷却空気を別のブースト圧縮機で過圧すること等が挙げられる。こうした構成のいずれにおいても、可変ＬＰＴ翼９３とともに、可変形態ＨＰＣ８１を用いて速度の制御を行う。

本発明は、特に図示するとともに本明細書に上述した内容に限定されるものではないことは、当業者には明らかであろう。また、上に特に断りのない限り、添付の図面の全てが寸法通りであるわけではないことに留意されたい。上の教示に照らして本発明の範囲及び精神から逸脱することなく種々の変更及び変形が可能であり、本発明は以下の請求項にのみ限定されるものである。

Claims

電力生産のための産業用ガスタービンエンジンであって、
高圧圧縮機及び高圧タービンを有する高圧スプールと、
前記高圧スプールに接続されて、電力を生産する発電機と、
低圧圧縮機及び低圧タービンを有するとともに、前記高圧スプールとは独立して動作可能である低圧スプールと、
前記低圧スプールの前記低圧圧縮機の出口であって、前記高圧スプールの前記高圧圧縮機の入口に接続されている出口と、
を含む産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、前記低圧スプールの前記低圧圧縮機は、可変入口案内羽根を含むことを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、前記低圧スプールの前記低圧タービンは、可変入口案内羽根を含むことを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、前記低圧スプールは、発電機に接続されておらず、低動力需要時に停止可能であることを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、更に、
前記低圧圧縮機と前記高圧圧縮機との間に接続されて、圧縮空気を冷却する中間冷却器
を含む産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、前記高圧タービンは、前記高圧タービンからの排気が拡散せずに前記低圧タービンの入口に流入するように前記低圧タービンに直接接続されていることを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、
前記低圧圧縮機の出口は、前記高圧タービンの高温部を冷却するために圧縮冷却空気を前記高温部に通すバイパス管路を含むとともに、
前記高圧タービンの前記高温部からの冷却空気は、前記燃焼器の上流に位置するディフューザを通して前記燃焼器内に吐出される
ことを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項７の産業用ガスタービンエンジンであって、前記高温部からの前記冷却空気は、前記ディフューザ内の境界層が抑制されるように、前記圧縮機から吐出される圧縮空気と平行に前記ディフューザ内に吐出されることを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１の産業用ガスタービンエンジンであって、更に、
前記低スプールの前記低圧圧縮機の出口下流から前記高圧スプールの前記タービンの静翼内の閉ループ冷却回路へと接続された圧縮空気抽気管路と、
前記タービンの前記静翼内の前記閉ループ冷却回路は、前記高圧スプールの前記燃焼器の入口に接続されており、
前記低圧圧縮機から前記タービン静翼への冷却空気を冷却する中間冷却器と、
前記静翼からの前記冷却空気を前記燃焼器内に吐出するのに十分な圧力を持って前記静翼の冷却が達成される様に、前記冷却空気の圧力を上昇させるブーストポンプと、
を含む産業用ガスタービンエンジン。
負荷を駆動する産業用ガスタービンエンジンであって、
高圧タービンにより駆動される高圧圧縮機を有する高圧スプールと、
低圧タービンにより駆動される低圧圧縮機を有する低圧スプールと、
互いに独立して動作可能である前記高圧スプールと前記低圧スプールと、
前記高圧タービンからの排気により駆動されるように前記高圧タービンの出口に接続された中圧動力タービンと、
前記低圧圧縮機の出口は、前記高圧圧縮機の入口に接続されており、
自由軸を介して前記中圧動力タービンにより駆動される負荷と、
前記低圧スプールの軸を貫通する前記自由軸と、
を含む産業用ガスタービンエンジン。
請求項１０の産業用ガスタービンエンジンであって、前記負荷は、発電機、圧縮機、及び船舶用プロペラのうちのひとつであることを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１０の産業用ガスタービンエンジンであって、更に、
前記低圧圧縮機と前記高圧圧縮機との間の圧縮空気流路に接続されて、圧縮空気を冷却する中間冷却器
を含む産業用ガスタービンエンジン。
請求項１０の産業用ガスタービンエンジンであって、前記低圧スプールの前記低圧タービンは、可動入口案内羽根を含むことを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１０の産業用ガスタービンエンジンであって、
前記低圧圧縮機の出口は、前記高圧タービンの高温部を冷却するために圧縮冷却空気を前記高温部に通すバイパス管路を含むとともに、
前記高圧タービンの前記高温部からの冷却空気は、前記燃焼器の上流に位置するディフューザを通して前記燃焼器内に吐出される
ことを特徴とする産業用ガスタービンエンジン。
請求項１４の産業用ガスタービンエンジンであって、更に、
前記高温部からの冷却空気が前記燃焼器に流入するのに十分な圧力を有するように、前記高温部用の冷却空気の圧力を上昇させるブースト圧縮機
を含む産業用ガスタービンエンジン。
請求項１０の産業用ガスタービンエンジンであって、更に、
発電機を駆動する蒸気タービンを有する排熱回収ボイラと、
前記排熱回収ボイラへの入口は、前記低圧タービン排気を用いて前記蒸気タービン用の蒸気を発生するように前記低圧タービンの出口に接続されている
を含む産業用ガスタービンエンジン。