JP2019173696A - コンバインドサイクル発電プラント、およびその運転方法 - Google Patents

Abstract

【課題】コンバインドサイクル発電プラントにおいて、ガスタービンを急速起動した場合や、シンプルサイクル運用からコンバインドサイクル運転に移行する場合の蒸気タービン内部に発生する熱応力を低減する。【解決手段】ガスタービンと、ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、ガスタービンと蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機とから構成されるコンバインドサイクル発電プラントであって、排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうちガスタービン排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、抽気系統を通過する抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を備えたことを特徴とするコンバインドサイクル発電プラント。【選択図】図１

Description

本発明は、ガスタービン、排熱回収ボイラ、蒸気タービンにより構成されたコンバインドサイクル発電プラント、およびその運転方法に関する。

地球温暖化の原因物質の一つとされる二酸化炭素の大気への放出量削減に向けた国際的な取り組みから、各国において太陽光・風力など二酸化炭素を排出しない再生可能エネルギー発電の導入が推進されている。

かくして電力系統に占める再生可能エネルギー発電の割合が増大した結果、ガスタービン、排熱回収ボイラ、蒸気タービンの組み合わせから構成されるコンバインドサイクル発電プラントの役割は、再生可能エネルギー発電の補佐的な運用が要求されることになり、結果的には、今まで以上に急速な起動・停止による系統安定化の役割が求められるようになってきた。

例えばコンバインドサイクル発電プラントの建設当初は、１週間の中で起動停止を繰り返すウイークリー起動停止を要望されていたものが、デーリー起動停止運用が求められるようになっている。かつこの運用では、太陽光発電が発電開始する前の朝方と、日没により太陽光発電が発電停止した後の夕方の電力不足を補うべく、朝夕２回の起動停止が求められるようになってきた。この運用では、今まで以上に高速な起動停止が求められ、かつ運転時間もごく短時間である。

超高速起動停止、かつ短時間運用のコンバインドサイクル発電プラントの起動では、プラント停止時に冷却された蒸気タービンの構造体が高温高圧の蒸気にさらされることで内部に熱応力が発生して機器寿命を消費する。

高速起動時の係る課題を解決するため、特許文献１ではガスタービン排ガスを排熱回収ボイラに供給せず二次煙突を用いて系外に排出し、ガスタービン圧縮機から抽気した圧縮空気の熱回収により生成した蒸気を用いて蒸気タービンを暖機する方法が開示されている。これにより、ガスタービンの駆動力のみで発電するシンプルサイクル運用から、蒸気タービンの駆動力と合わせて発電するコンバインドサイクル運用への移行時において蒸気タービン内部に生じる熱応力を低減することができる。

特開２０１３−１３３８２５号公報

しかし、この圧縮空気を熱源とした暖機方法は、ガスタービン出口の二次煙突と、圧縮機から高圧空気を抽出するダクト、この高圧空気から熱回収する熱交換器を備えた構成でのみ実現可能である。このため、現行設備の大幅な改造を行う事なく、暖機運転を行えるものであることが望まれる。

本発明の目的は、最小限の機器改造によって、ガスタービンを急速に起動した場合や、シンプルサイクル運用からコンバインドサイクル運用に移行する場合の蒸気タービン内部に発生する熱応力を低減するコンバインドサイクル発電プラント、およびその運転方法を提供することを目的とする。

以上のことから本発明においては、「高温高圧の空気と燃料を燃焼して動力を得るガスタービンと、ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、ガスタービンと蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機とから構成されるコンバインドサイクル発電プラントであって、排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうちガスタービンの排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、抽気系統を通過する抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を備えたことを特徴とするコンバインドサイクル発電プラント」としたものである。

また本発明においては、「高温高圧の空気と燃料を燃焼して動力を得るガスタービンと、ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、ガスタービンと蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機と、排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうちガスタービンの排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、抽気系統を通過する抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を備えたコンバインドサイクル発電プラントの運転方法であって、抽気蒸気の過熱度が設計上定められた値以上となった場合に、抽気弁を開いて前記蒸気タービンの暖機を開始す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の運転方法」としたものである。

また本発明においては、「高温高圧の空気と燃料を燃焼して動力を得るガスタービンと、ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、ガスタービンと蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機とから構成されるコンバインドサイクル発電プラントであって、排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうちガスタービンの排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、抽気系統を通過する抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を増設したことを特徴とするコンバインドサイクル発電プラント」としたものである。

本発明のコンバインドサイクル発電プラントによれば、蒸気タービンの起動時に生じる熱応力を低減することができる。

本発明の実施例１に係るコンバインドサイクル発電プラントの概略構成例を示す図。 蒸気生成の様子を模式的に示す圧力―エンタルピ線図。 抽気系統により蒸気タービンの暖機を行う際の各弁の制御方法を示す図。 本発明の実施例１に係る運転特性の概略を示す図。 本発明の実施例２に係るコンバインドサイクル発電プラントの概略構成例を示す図。 本発明の実施例２に係る運転特性の概略を示す図。

本発明の実施例について図面を参照して説明する。

本発明の実施例１に係るコンバインドサイクル発電プラントの概略構成例について、図１を参照して説明する。

図１に例示するコンバインドサイクル発電プラントは、ガスタービン１、蒸気タービン２、発電機３、排熱回収ボイラ５、復水器７を主たる構成機器として構成されている。

このうちガスタービン１は、コンプレッサ１１による圧縮空気を燃焼器１２に送り、燃料を燃焼させた燃焼ガスによりガスタービン１３を回転駆動している。なおこの例では、ガスタービン１、蒸気タービン２、および発電機３は同一の駆動軸４で連結されている。

ガスタービン１からのタービン排ガス３５は、排熱回収ボイラ５の排気ダクト２１へと流れ込み、復水器７から給水ポンプ６で圧送される給水を熱交換器群によって加熱する。なお本実施例において、排熱回収ボイラ５内の熱交換器群は、低圧蒸気、中圧蒸気、および高圧蒸気を発生する３段圧力構成のものを例示している。

図１において低圧蒸気は、給水ポンプ６からの給水を低圧節炭器２２で加熱したのち、低圧ドラム３２を介して低圧蒸発器２３にて蒸発させ、低圧過熱器２４にて過熱することで生成する。その後、低圧蒸気管４０を経て低圧タービン１４を駆動する。低圧タービン１４へ供給する蒸気流量は、低圧蒸気管４０上に備わる低圧蒸気加減弁４６の開度によって制御し、余剰蒸気は低圧バイパス管４３を経て復水器７に戻す。なお、低圧蒸気加減弁４６前の圧力は、低圧バイパス管４３上に備わる低圧バイパス弁４９の開度により制御する。

また、中圧蒸気は、同じく給水ポンプ６からの給水（図示せず）を中圧節炭器２５で加熱したのち、中圧ドラム３３を介して中圧蒸発器２６にて蒸発させ、中圧過熱器２７にて過熱することで生成する。その後、中圧蒸気管４１を経て中圧タービン１５を駆動する。中圧タービン１５へ供給する蒸気流量は、中圧蒸気管４１上に備わる中圧蒸気加減弁４７の開度によって制御し、余剰蒸気は中圧バイパス管４４を経て復水器７に戻す。なお、中圧蒸気加減弁４７前の圧力は、中圧バイパス管４４上に備わる中圧バイパス弁５０の開度により制御する。

さらに、高圧蒸気は、給水ポンプ６からの給水（図示せず）を高圧節炭器２８で加熱したのち、高圧ドラム３４を介して高圧蒸発器２９にて蒸発させ、高圧一次過熱器３０、高圧二次過熱器３１にて過熱することで生成する。その後、高圧蒸気管４２を経て高圧タービン１４を駆動する。高圧タービン１６へ供給する蒸気流量は、高圧蒸気管４２上に備わる高圧蒸気加減弁４２の開度によって制御し、余剰蒸気は高圧バイパス管４５を経て復水器７に戻す。なお、高圧蒸気加減弁４８前の圧力は、高圧バイパス管４５上に備わる高圧バイパス弁５１の開度により制御する。

なお、本発明において、排熱回収ボイラ５内の熱交換器群のうちタービン排ガス３５の流入口に最も近い熱交換器（図１の構成では高圧二次過熱器３１）を最終熱交換器と呼ぶこととする。

本発明のコンバインドサイクル発電プラントは、排熱回収ボイラ５内の熱交換器群のうち、最終熱交換器３１以外の例えば高圧一次過熱器３０出口の蒸気を一部抽気し、蒸気タービン２に供給する抽気系統９０とその抽気量を制御する抽気弁９１を備える。一般的に、排熱回収ボイラ５では、最終熱交換器３１よりもタービン排ガス３５下流側に位置する熱交換器ほど蒸気温度が低下する。このような低温の蒸気を抽気して、蒸気タービン２の暖機に用いることで、起動時に発生する熱応力を低減することが可能となる。

本発明における抽気系統９０の抽気位置を説明するために、蒸気生成の様子を図２の圧力―エンタルピ線図を用いて模式的に示す。図２は、横軸に圧力（ＭＰａ）、縦軸にエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）を採用しており、排熱回収ボイラ５に与えられた給水が高圧蒸気、中圧蒸気、低圧蒸気になる過程が特性線Ｌｈ、Ｌｍ、Ｌｌで示されている。なお実施例１では、高圧蒸気の蒸気生成の様子を示す特性線Ｌｈを代表事例として蒸気生成の様子を説明する。

図２の特性線Ｌｈには、給水が高圧蒸気になる過程として、高圧節炭器２８出口、高圧ドラム３４出口、高圧一次過熱器３０出口、高圧二次過熱器３１出口における流体の圧力（ＭＰａ）とエンタルピ（ｋＪ／ｋｇ）の関係を示されている。なお特性線Ｌｍ、Ｌｌにおいて、高圧節炭器２８出口、高圧ドラム３４出口、高圧二次過熱器３１出口に対応する位置に丸印を付して示したのは、それぞれ中圧・低圧節炭器２５、２２出口、中圧・低圧ドラム３３、３２出口、中圧・低圧過熱器２４、２７出口を表している。

図２の特性線Ｌｈによれば、高圧節炭器２８出口の温水は、その後加熱され、高圧ドラム３４出口において湿り蒸気、過熱蒸気の状態を経、高圧一次過熱器３０出口において過熱蒸気となる。前述したとおり、抽気位置を最終熱交換器である高圧二次過熱器３１出口よりもタービン排ガス３５下流側（高圧節炭器２８側）とすることで、より低温の抽気蒸気を蒸気タービン２の暖機に用いることができる。

一方で、例えば高圧ドラム３４出口のように過熱度が不十分な湿り蒸気、過熱蒸気の状態であると、蒸気タービン２の内部で蒸気が凝縮し、エロージョン発生の要因となる。そのため、抽気位置を設計上定められた値（例えば過熱度５０℃）以上の蒸気とすることで、蒸気タービン２内での蒸気の凝縮を防止することができる。

これら２つの条件（最終熱交換器よりも下流側、一定値以上の過熱度）を満足する抽気位置の過熱蒸気域が図２において斜線を示した部分として示されている。この斜線領域内にある例えば高圧一次過熱器３０出口を選定することで、エロージョンがなく、熱応力発生を抑制して蒸気タービン２を暖機することができる。

さらに図１に示すような本実施例における排熱回収ボイラ５の３段圧力構成のものでは、これら２つの条件（最終熱交換器よりも下流側、一定値以上の過熱度）を満足する抽気位置としては、図２に示したように高圧一次過熱器３０出口以外に、中圧過熱器２７出口、低圧過熱器２４出口が該当する。

高圧蒸気系統を例にとり、抽気系統９０による蒸気タービン２の暖機にともなう蒸気加減弁４８、バイパス弁５１、抽気弁９１の制御方法を、図３に示す。

図３の処理フローにおいて最初の処理ステップＳ１００では、プラント起動開始にともない、高圧蒸気加減弁４８を全閉して高圧タービン１６に供給する蒸気を遮断し、高圧バイパス弁５１による圧力制御を開始する。このとき、処理ステップＳ１０１に示すように抽気弁９１も全閉とする。

その後、ガスタービン１の起動プロセスが進むにともない蒸気温度が上昇し、抽気蒸気の過熱度が設計上定められた値（過熱度規定値Δθ）以上となったことを処理ステップＳ１０２において確認し、処理ステップＳ１０３において抽気弁９１を開いて抽気蒸気による高圧タービン１６の暖機を開始する。

処理ステップＳ１０４では、最終熱交換器である高圧二次過熱器３１の温度と、予め定めた計測位置である蒸気タービン代表温度の温度差が、設計上定められた値（温度差規定値）以下となったことを確認して処理ステップＳ１０５に移り、抽気弁９１を全閉して暖機完了となる。その後は、処理ステップＳ１０６において例えば高圧蒸気加減弁４８を規定の開度レートで開くなど、蒸気タービンを通常起動して起動完了となる。

本制御を実施した際のタービン出力や弁開度、蒸気温度などの挙動の模式図を図４に示す。なお図４は高圧蒸気系統を例示している。

図４では、横軸に時間、縦軸にその上部から回転数、タービン出力、各弁の開度、温度を記述することで、これらの時間的な応動を記載している。なお、弁開度としては蒸気加減弁４８、バイパス弁５１、抽気弁９１を記述し、温度としては最終熱交換器温度、蒸気タービン代表温度、抽気蒸気温度を記述している。

プラント起動開始後、ガスタービン１の点火にともない蒸気発生が開始し、最終熱交換器出口や抽気位置の蒸気温度が上昇する。また、高圧バイパス弁５１の圧力制御が働き、発生した蒸気を復水器７へ戻すために高圧バイパス弁５１開度が上昇する。このとき抽気弁９１、高圧蒸気加減弁４８は全閉となっている。この状態が図４中の時刻２００に示されている。

その後、ガスタービン１の起動プロセスが進むにともない各熱交換器の蒸気温度が上昇し、抽気位置の蒸気過熱度が設計上定められた値（過熱度規定値Δθ）以上となったら、抽気弁９１を開いて蒸気タービンの暖機を開始する。この状態が図４中の時刻２０１に示されている。この暖機により蒸気タービン代表温度は抽気位置の蒸気温度に漸近していく。なお過熱度規定値Δθは、飽和温度を基準として適宜定められたものであり、例えば過熱度として５０℃を設定されている。

最終熱交換器出口温度と蒸気タービン代表温度の差が、設計上定められた値（温度差規定値）以下となったら、抽気弁９１を全閉し、高圧蒸気加減弁４８を開いて蒸気タービン２を通常起動する。この状態が図４中の時刻２０２に示されている。

このような制御により、ガスタービン１の急速起動時や、シンプルサイクル運用からコンバインドサイクル運用への移行時においても、蒸気タービン２に生じる熱応力を暖機により緩和し、安全に起動することができる。

またコンバインドサイクル発電プラントに要求される運転仕様が、再生可能エネルギー発電の導入に伴い変更され、より急速な起動停止が求められる場合であっても、システムとしての変更は、ガスタービン排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外からの抽気系統を増設するのみであるので、最小限の機器改造によって実現が可能である。

ここで、抽気弁９１は蒸気タービン２の熱的状態に基づき抽気量を制御するものとしてもよい。熱的状態とは、例えば構造体温度や、構造体内部の温度分布、温度分布から計算される熱応力、ケーシング上下などの構造体間の温度差、温度差によって生じる構造体の変形量、ケーシングや駆動軸の熱伸び量などがある。これら熱的状態に基づき、各種制約条件がその制限値を超過しないよう抽気量をフィードバック制御や予測制御などを用いて調整することで、蒸気タービンを安全に暖機することができる。

なお、抽気弁９１に蒸気加減弁よりも容量の小さい流量調整弁を採用することで、低流量域（例えば、定格高圧蒸気流量の２０％以下）での高い制御性で抽気量を調整することができる。

本発明の実施例２に係るコンバインドサイクル発電プラントの概略構成例について、図５を参照して説明する。

本発明のコンバインドサイクル発電プラントの実施例１と実施例２の違いは、異なる熱交換器出口から複数の抽気系統を備えたことにある。

図５では、高圧一次過熱器３０出口から第一の抽気系統９４とその抽気量を制御する第一の抽気弁９２、中圧過熱器２７出口から第二の抽気系統９５とその抽気量を制御する第二の抽気弁９３を備えた構成を例として示している。

コンバインドサイクル発電プラントでは、プラントの停止後からの時間が経過するにともない、放熱により蒸気タービン２の構造体温度が低下するが、蒸気温度の異なる複数の抽気系統を備えることで、蒸気タービン２の構造体温度に応じて適切な温度の抽気蒸気を選択して蒸気タービン２を暖機することができる。例えば、蒸気タービン２の構造体温度に近い低温側の抽気系統を暖機に用いることで、暖機中に生じる熱応力を低減することができる。

第一の抽気系統９４と、第二の抽気系統９５による暖機方法の一例を、高圧蒸気系統を例に図６の模式図を用いて説明する。なお図６における縦軸、横軸及びその記載項目は基本的に図４と同じであるが、第二の抽気系統９５が追加されたことに伴い第二の抽気弁９３、第二の抽気蒸気が追加記載されている。

実施例１と同様にガスタービン１の起動にともない蒸気発生が開始し、第一の抽気弁９２、第二の抽気弁９３、高圧蒸気加減弁を全閉としたまま高圧バイパス弁５１を用いて発生蒸気を復水器７にバイパスする。この状態が図６中の時刻３００に示されている。

その後、低温側の抽気蒸気である第二の抽気系統９５の蒸気過熱度が設計上定められた値（過熱度規定値）以上となったら、第二の抽気弁９３を開いて蒸気タービン２の暖機を開始する。この状態が図６中の時刻３０１に示されている。

第一の抽気蒸気の温度と蒸気タービン代表温度の差が、設計上定められた値（第二の温度差規定値）以下となったら、第二の抽気弁９３を全閉し、第一の抽気弁９２を開いて高温側の第一の抽気系統９４による暖機を開始するこの状態が図６中の時刻３０２に示されている。

さらに、最終熱交換器出口の蒸気温度と蒸気タービン代表温度の差が設計上定められた値（第一の温度差規定値）以下となったら、第一の抽気弁を全閉し、高圧蒸気加減弁を開いて蒸気タービンを通常起動するこの状態が図６中の時刻３０３に示されている。

このように蒸気タービン構造体温度に近い低温側の抽気系統から順に抽気蒸気を蒸気タービン２に供給することで段階的な暖機が可能となり、蒸気タービン２の熱応力を更に低減可能となる。

本発明は、これを実施する際に、上記した各実施例に限定されるものではない。例えば、実施例１、２では非再熱型の排熱回収ボイラ５を例に示したが、高圧タービン１６の蒸気を排熱回収ボイラ５に戻して再過熱する再熱型の排熱回収ボイラとしてもよい。この場合、高圧タービン１６出口蒸気を再過熱する再熱器を抽気系統の抽気位置とすることができる。

また、本発明の排熱回収ボイラ５は、高圧・中圧・低圧の３種のドラムを有するとしたが、高圧と低圧の２種のボイラを有する二重圧ボイラにも適用できる。

また、実施例１、２ではガスタービン１と蒸気タービン２を同軸で連結した例を示したが、ガスタービン１と蒸気タービン２がそれぞれ別軸で発電機と連結された多軸としてもよい。また、ガスタービン１が複数存在し、それらのタービン排ガス３５との熱回収で生成した蒸気を１台の蒸気タービン２に供給する構成としてもよい。

また、実施例１、２では抽気系統９０による抽気位置を高圧一次過熱器３０出口としたが、規定値以上の過熱度が確保できている抽気位置であれば、中圧過熱器出口や低圧過熱器出口など任意の場所としてよい。

また、実施例１、２では抽気系統９０による抽気蒸気の供給位置を高圧タービン１６入口としたが、中圧タービン１５や低圧タービン１４の入口としてもよい。さらに、抽気系統を２つ以上に分岐することで、高圧タービン１６、中圧タービン１５、低圧タービン１４の２つ以上を同時、もしくは順番に暖機するとしてもよい。

発電用のコンバインドサイクル発電プラントの他、産業用のコジェネレーションプラントやマイクロコンバインドサイクル発電プラントの装置構成および制御方法として利用可能である。

１：ガスタービン
２：蒸気タービン
３：発電機
４：駆動軸
５：排熱回収ボイラ
６：給水ポンプ
７：復水器
１１：圧縮機
１２：燃焼器
１３：タービン
１４：低圧タービン
１５：中圧タービン
１６：高圧タービン
２１：排気ダクト
２２：低圧節炭器
２３：低圧蒸発器
２４：低圧過熱器
２５：中圧節炭器
２６：中圧蒸発器
２７：中圧過熱器
２８：高圧節炭器
２９：高圧蒸発器
３０：高圧一次過熱器
３１：高圧二次過熱器
３２：低圧ドラム
３３：中圧ドラム
３４：高圧ドラム
３５：タービン排ガス
４０：低圧蒸気管
４１：中圧蒸気管
４２：高圧蒸気管
４３：低圧バイパス管
４４：中圧バイパス管
４５：高圧バイパス管
４６：低圧蒸気加減弁
４７：中圧蒸気加減弁
４８：高圧蒸気加減弁
４９：低圧バイパス弁
５０：中圧バイパス弁
５１：高圧バイパス弁
９０：抽気系統
９１：抽気弁
９２：第一の抽気系統
９３：第二の抽気系統
９３：第一の抽気弁
９４：第二の抽気弁

Claims (8)

1. 高温高圧の空気と燃料を燃焼して動力を得るガスタービンと、前記ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、前記排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、前記蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、前記ガスタービンと前記蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機とから構成されるコンバインドサイクル発電プラントであって、
   前記排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうち前記ガスタービンの排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を前記蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、前記抽気系統を通過する前記抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を備えた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. 請求項１に記載のコンバインドサイクル発電プラントであって、
   前記抽気弁の弁容量は、前記蒸気加減弁の弁容量よりも小さいものであ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。
3. 高温高圧の空気と燃料を燃焼して動力を得るガスタービンと、前記ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、前記排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、前記蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、前記ガスタービンと前記蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機と、前記排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうち前記ガスタービンの排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を前記蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、前記抽気系統を通過する前記抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を備えたコンバインドサイクル発電プラントの運転方法であって、
   前記抽気蒸気の過熱度が設計上定められた値以上となった場合に、前記抽気弁を開いて前記蒸気タービンの暖機を開始す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の運転方法。
4. 請求項３に記載のコンバインドサイクル発電プラントの運転方法であって、
   前記抽気弁が、前記蒸気タービンの構造体温度や、前記構造体温度を用いて計算される前記蒸気タービンの熱的状態に基づき抽気量を制御す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の運転方法。
5. 請求項３または請求項４に記載のコンバインドサイクル発電プラントの運転方法であって、
   前記最終熱交換器の出口の蒸気温度と、前記蒸気タービンの構造体温度の差が設計上定められた値以下となった場合に、前記抽気弁を閉じ、前記蒸気加減弁を開いて前記蒸気タービンの起動を開始す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の運転方法。
6. 請求項３から請求項５のいずれか１項に記載のコンバインドサイクル発電プラントの運転方法であって、
   前記抽気系統を２つ以上備える場合に、前記蒸気タービンの構造体温度に応じて暖機に用いる前記抽気系統を選択可能とす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の運転方法。
7. 請求項３から請求項６のいずれか１項に記載のコンバインドサイクル発電プラントの運転方法であって、
   前記抽気系統を２つ以上備える場合に、蒸気タービンの構造体温度に近い低温側の抽気系統から順に蒸気タービンの暖機に用い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の運転方法。
8. 高温高圧の空気と燃料を燃焼して動力を得るガスタービンと、前記ガスタービンの排ガスとの熱交換により蒸気を生成する排熱回収ボイラと、前記排熱回収ボイラにより生成した蒸気を用いて動力を得る蒸気タービンと、前記蒸気タービンに流入する蒸気量を調整する蒸気加減弁と、前記ガスタービンと前記蒸気タービンの動力を電力に変換する発電機とから構成されるコンバインドサイクル発電プラントであって、
   前記排熱回収ボイラ内の熱交換器群のうち前記ガスタービンの排ガスの流入口に最も近い最終熱交換器の出口以外から抽気した抽気蒸気を前記蒸気タービンに供給する少なくとも１つの抽気系統と、前記抽気系統を通過する前記抽気蒸気の抽気量を制御する抽気弁を増設したことを特徴とするコンバインドサイクル発電プラント。

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