JP2971082B2

JP2971082B2 - ガスタービン設備及びその運転方法

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Publication number: JP2971082B2
Application number: JP32393089A
Authority: JP
Inventors: 正辻
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 1989-12-15
Filing date: 1989-12-15
Publication date: 1999-11-02
Anticipated expiration: 2014-11-02
Also published as: JPH03185224A

Description

【発明の詳細な説明】産業上の利用分野本発明は、ガスタービンを組み込んだプラント、即ち
ガスタービン設備とその運転方法に関するものである。

従来の技術従来の一般的なガスタービン設備の構成例を、第18図
（ａ），（ｂ），（ｃ）に基づき説明すると、符号１は
圧縮機、２は燃焼器、３はタービン、４は発電機、５は
冷却空気冷却器、６は煙突、７はボイラ、８は蒸気ター
ビン、９は復水器を示している。

ガスタービンを運転する際の流体の作動流動状況を説
明すると、第18図（ａ）では、圧縮機１は、濾過されか
つ必要に応じて消音された空気（又は吸気）ａを吸込
み、ここで昇圧された燃焼用空気ｂ及び燃料ｄは燃焼器
２内に投入されて、高温の燃焼ガスを発生させ、タービ
ン３の必要な入口温度を確保する。そして、燃焼ガスの
膨張作用によりタービン翼、ロータが回転し、タービン
３に直結された発電機４が駆動される。

この場合、タービン翼やロータを空気冷却する際に
は、タービン段落に見合った圧力の一部の圧縮空気ｅを
圧縮機１から抽気し、冷却空気冷却器５で所定の温度に
調整し、冷却空気としてタービン３部に投入する。

そして、タービン３で動力回収した後のタービン排気
ｃは煙突６から系外（大気）に放出される。

又、第18図（ｂ）に示すタービン排気ｃから熱回収を
行う場合は、タービン３の後流側にボイラ７を設け、更
に温度の低下したボイラ排気ｆを煙突６から系外に放出
する。

ボイラ７で発生する蒸気ｇはプロセス用など多目的に
利用されるが、第18図（ｃ）のコンバインド発電の場合
は、ガスタービンと同軸直結あるいは別置された蒸気タ
ービン８の駆動蒸気として用いた後、排蒸気を復水器９
で復水させ、ボイラ７用の給水ｈとして循環使用され
る。この給水ｈは蒸気ｇとバランスが取れるように適宜
補給される。

発明が解決しようとする課題以上述べた従来のガスタービン設備は、しかし、次の
ような問題がある。

第19図（ａ）〜（ｄ）には、吸気温度15℃、定格出力
時の設計基準値を100％として相対的に表示した、ガス
タービンの性能特性の例が示されている。即ち、（ａ）
はガスタービン出力、（ｂ）はガスタービン効率、
（ｃ）は吸気流量であって、これらを各縦軸に、そして
吸気温度（℃）を各横軸に取ったものである。又、
（ｄ）はガスタービン部分負荷効率の特性を示してお
り、ガスタービン効率を縦軸に、ガスタービン出力
（％）を横軸に取ったものである。

これらの性能特性から、次の相関関係が導き出され
る。即ち、ガスタービン出力は、タービン３の入口温度
一定運転にて、圧縮機の空気吸込流量、即ちタービン通
過ガス量の少ないものほど低くなる。

これは、発電用の一定回転数運用では段落を流れる流
体の容積流量、つまり流速がほぼ一定に保たれるという
軸流機械の特徴によっており、吸気温度が高いと圧縮機
吸込流量が減少することによるものである。

ここで、（ａ）〜（ｄ）のいずれの特性の場合にも、
吸気温度の高いガスタービンほどその出力・効率が悪
く、吸気流量が低いという傾向をもつことがわかるが、
この現象の基本的な原因は、前述の如く、（ｃ）におけ
る吸気温度の上昇に対して吸気流量が減少することであ
り、他の特性（ａ），（ｂ），（ｃ）については（ｃ）
の特性によって派生したものである、と考えることがで
きる。

そこで、ガスタービン３の出力及び効率を向上させる
ために、タービン入口温度を高め、定格運転点Ａからい
わゆるピーク運転点Ｐとすることができるが、実際に
は、タービン材料の強度上及び寿命上、短時間の運転に
限られ、ベースとして連続運転を行うことが困難であ
る。

ガスタービン排熱まで利用する設備についても同様の
特性をもっている。例えば、第20図に排熱を蒸気タービ
ン発電にて利用するコンバインドプラントの性能特性を
示す。この例でも、吸気温度15℃、定格出力時の設計基
準値を100％として相対的に表示している。

第20図の例は、ガスタービンの排熱回収で発生した蒸
気で蒸気タービン発電をも行い、プラント総出力がガス
タービンの約1.5倍となる場合を示している。前記のガ
スタービン傾向がプラント性能傾向の多くを支配するこ
とから、コンバインドプラントにおいても吸気温度を操
作することによって大幅な性能改善を図ることができ
る。

但し、エネルギを総合利用するプラントでは、第20図
（ｂ）に見られるように、ガスタービン単独の場合の第
19図（ｄ）と逆の吸気温度特性となる場合がある。同一
プラント出力では吸気温度が高い場合に、ガスタービン
負荷が定格に近くなる。吸気温度特性の傾向は、高い吸
気温度での効率低減と部分負荷による効率低減との兼合
で決り、第20図（ｂ）の例は、後者の低減量が勝ってい
る場合といえる。

又、ガスタービン及びそれを適用した系統は、ISO
（大気温度15℃、大気湿度60％相対湿度）の大気条件で
設計することが多い。従って、中近東、東南アジアなど
の高温地域での保証点（例えば30℃）性能は低下せざる
を得ず、本来の性能が出せない上に、出力換算の設備費
が割高となる。

課題を解決するための手段本発明は、このような従来技術における課題を解決す
るために、吸気ラインを有するガスタービン圧縮機と、
前記吸気ラインに設けられた熱交換器と、該熱交換器の
冷却媒体として供給される低温流体を貯留するための冷
熱貯槽と、該冷熱貯槽に前記低温流体を供給する冷凍機
と、前記低温流体の制御を行って前記ガスタービン圧縮
機への吸気温度の制御を行う制御手段と、前記熱交換器
及び前記ガスタービン圧縮機の間又は前記熱交換器と平
行に設けられた加温用熱交換器と、該加温用熱交換器に
接続された温熱貯槽とを有するガスタービン設備を提供
している。冷熱貯槽を設けることにより、エネルギの時
間差利用が可能になり、また加熱用熱交換器を設けるこ
とにより、圧縮機への吸気温度の制御性向上が可能とな
る。

また、本発明は、同様に上述の課題を解決するため
に、冷熱貯槽に冷凍機からの低温流体を供給し、ガスタ
ービン圧縮機の吸気ラインに設けた熱交換器の冷却媒体
として、前記冷熱貯槽に貯留された前記低温流体を供給
し、該低温流体の制御を行って前記ガスタービン圧縮機
への吸気温度の制御を行い、前記熱交換器及び前記ガス
タービン圧縮機の間又は前記熱交換器と平行に設けられ
た加温用熱交換器と該加温用熱交換器に接続された温熱
貯槽とにより、ガスタービンの吸気温度を冷却及び加温
操作する、ガスタービン設備の運転方法を提供する。

作用上記手段によれば、ガスタービン圧縮機の吸気ライン
に熱交換器を設け、冷却媒体として冷凍機からの低温流
体、即ちその冷凍機が吸収式冷凍機であれば冷水又は冷
媒を、又、ターボ式冷凍機であれば冷水、ブライン又は
冷媒等を制御手段により流量制御して熱交換器に直接又
は冷熱貯槽を介して供給するので、吸気ラインを流れる
空気を所定の温度に調整することができる。

又、加温用熱交換器を追設することで、ガスタービン
の吸気温度を冷却及び加温操作することができ、タービ
ン設備の運用範囲を拡大することができる。

ガスタービンをベースロード（タービン入口温度一
定）で運転する場合、系統の効率は望み得る最良の値と
なることが多い。そのことも含め、出力と効率との関係
は吸気温度毎に一義的に決ってしまうので、制御手段が
吸気温度を系統が必要とする固有の特定値に設定し、制
御することで系統の効率を最高点に保持できる。

実施例以下第１〜17図を参照して、本発明の実施例について
詳述する。なお、これらの図において第18図と同一の部
分には同一の符号を付して、その詳細な説明は省略す
る。

第１図〜第４図に本発明によるガスタービン設備の各
種構成例を示す、これらの図において、吸気フィルタ・吸気消音器（図
示しない）を通過した後の清浄な空気（又は吸気）ａを
圧縮機１に導く前に熱交換器を通過させるようにしてい
る。この熱交換器は、好適な実施例では吸気冷却器８と
している。

第１図は吸気冷却幅が湿分析出まで至らないか、又は
析出湿分（ヒューム、水滴など）を積極的に圧縮機１に
投入する場合で、冷水、不凍液等のブラインの吸気冷却
流体ｉを冷凍機から直接供給される例を示す。

第２図は吸気ラインに設けたデミスタ10により析出湿
分を除去し、水分飽和状態の空気を圧縮機１に投入する
場合で、同じく吸気冷却流体ｉを冷却機から直接受ける
例を示す。

第３図は冷凍機と吸気冷却器８との間に冷熱貯槽Ｂを
設け、吸気冷却流体ｉを冷熱貯槽Ｂに貯めてから吸気冷
却器８に供給する別の実施例を示したもので、この冷熱
貯槽Ｂは冷却流体の生成と使用の過不足をその容量で保
証するリザーバとして、あるいは最小限の容量で冷却流
体の供給・戻りをスムーズにし、又、流体脈動・膨張を
キャンセルするクッションタンクとして使用する場合で
ある。

第４図は吸気ラインに加温用熱交換器11を設け、吸気
冷却器８における吸気冷却で析出する湿分をデミスタ10
で除去した後、加温用熱交換器11で若干吸気加温して空
気ａの湿度調整をする場合を示したもので、加温用熱交
換器11への吸気加温流体ｋは温熱貯槽Ｇから供給され
る。冷熱貯槽Ｂ及び温熱貯槽Ｇをリザーバとして使用す
るときは、吸気冷却流体ｉ及び吸気加温流体ｋの貯留と
系統での消費とを必ずしも同時に行う必要はなく、いわ
ゆる時間差供給が可能である。

第５図にタービン設備の制御手段の構成を示す。

第５図に示した構成において、ガスタービン系統Ａ及
びガスタービン制御系統Ｅが従来の設備であり、本発明
では、これに冷熱貯槽Ｂ、冷凍機系統Ｃ、吸気温度制御
系統Ｄ、吸気温度相関パターン生成系統DD、吸気冷却系
統Ｆ、吸気加温系統FF、温熱貯槽Ｇを追設している。こ
の構成は、設備の新設、既設の別を問わず適用すること
ができる。

冷凍機駆動エネルギ（電力、蒸気、温水）、低温流体
又は高温流体の往還は、まず系内でバランスさせるよう
にし（系内からの冷凍機駆動エネルギ源の流れＩ）、過
不足がある場合に系外と連係させるようにしている（系
外からの冷凍機駆動エネルギ源の流れII,別系統との間
の低温流体又は高温流体III）。

系統出力αを目標値PTにする場合、従来は所定値との
差をガスタービン制御系統Ｅで評価して燃料制御βを実
施しており、出力の上限は大気温度T₁に対するベース定
格出力P₁である。

これに対し、本発明では吸気温度制御系統Ｄによって
以下に記載する制御を行う。

吸気温度制御系統Ｄではまず、目標値PTとベース定格
出力P₁との比較を行い、PT≦P₁の場合は従来と同じく燃
料制御のみを行い（γ_１）、PT＞P₁の場合はベースロー
ド上で目標値PTに対応する吸気温度T_Tに吸気冷却を行う
（γ_２）。

なお、温熱貯槽Ｇと吸気加温系統FFとが併設されてい
る場合であって、PT＜P₁のときでも、ガスタービンベー
スロード特性に沿わせる方が良好な特性となる場合に
は、吸気温度T_Tに吸気加温を行うこともある（γ_３）。

吸気温度制御系統Ｄは又、冷熱貯槽Ｂ及び温熱貯槽Ｇ
の温度調整及びレベル調整を行い、必要に応じて、冷凍
機系統Ｃを制御し（δ_１）、あるいは別系統との間の低
温流体又は高温流体IIIを制御する（δ_２）。

冷熱貯槽Ｂ及び温熱貯槽Ｇは、吸気冷却流体ｉ及び吸
気加温流体ｋの各温度、更には吸気仕上り温度を木目細
かく制御するための容積要素で、特に系外から流体III
を受け入れる場合は必ず使用する。系外からの流体III
の導入がなく、制御温度に変動幅が許容される場合には
省略することができる。

吸気温度制御形態Ｄでは、吸気温度に対する系統出力
の特性パターンをいくつか設定しておき、モード指定に
よってパターン選択を行い、選ばれた吸気温度−出力の
相関関係（パターン）上で目標出力に対応する吸気温度
となるよう制御する。このような出力制御では予め決め
たパターン上で特定された吸気温度（目標）は目標出力
に対応しているが、この温度で設定された出力は、ガス
タービン性能の変化等で目標出力との間にずれが出てく
る。ベースロード以下の出力域ではガスタービン制御系
統Ｅヘフィードバックし、燃料量の加減で対応できる
が、ベースロード上の出力についてはガスタービン制御
系統Ｅで制御できない。

この点を解決するため、この出力の違いを吸気温度相
関パターン生成系統DDにフィードバックして、更に吸気
温度を若干量加減するか又は、吸気温度相関パターン生
成系統DDは当初のパターン計画値で構成しておき、上述
の変更が生じた場合は必要に応じてその変更量を電算処
理し、吸気温度−出力の相関関係（パターン）の変更を
行うようにする。この変更後は、訂正制御の完了時間は
短くなる。

第６図にガスタービン設備の制御特性を示す。

第６図（ａ）において、ガスタービン設備の制御領域
は定格点Ａよりも高出力（領域Ｉ）側と、低出力（領域
II）側とに２分され、いずれもガスタービンはベースロ
ードを保持しつつ吸気温度を操作することで制御が達成
される。

設備上達成できる吸気温度の上下限（Tmax,Tmin）は
吸気冷却流体ｉの温度と吸気冷却器８の伝熱設計、吸気
加温流体ｋの温度と加温用熱交換器11の伝熱設計から規
定される。大気温度Tmaxにおいて吸気温度Tminが達成で
きる冷却設計においては大気温度が低くなるに従って交
換熱量が減少する。これは冷えば、吸気冷却流体ｉの供
給温度を一定にした状況を考えた場合、吸気との対数平
均温度差が小さくなるためである。

一方、発電機容量で決る系統の最大出力Pmaxに対応す
る吸気温度Tminから加温でTmaxとする加温設計でも同様
に、大気温度が高くなるに従って交換熱量が低下する。
以上の２点から伝熱能力に対応する系統出力は定格点Ａ
と平行ではなく、Δ₁,Δ_２だけ能力低下したＢ′,C′と
なる。

このＢ′−Ｃ′間の領域が、ガスタービンベースロー
ド運転（タービン入口温度一定）のままで制御できる出
力範囲である。

第６図（ｂ）は系統出力増減操作の基本を示したもの
である。

系統出力増加の場合は、大気温度T₁でのベースロード
運転出力P₁よりも高いP₂を得るには、吸気冷却によって
吸気温度をT₁からT₂に減じて出力向上を図る。

この場合、性能特性上での運転点は点１から点２に移
動し、見掛け上は点１から点２′の出力変化となる。

出力低減の場合は、点２から点１へは吸気冷却量を減
少させ、それ以下は点１から点３又は点４の２通りで対
応できる。

点１から点３へは、吸気温度をT₁で一定のままにし、
燃料量（タービン入口温度）を減じる部分負荷とすれば
よい。

点１から点４へは、ベースロード運転を維持しながら
吸気温度を増加させる制御をすればよい。

第６図（ｃ）は出力維持を説明したもので、大気温度
T₁のときの定格点出力P₁を大気温度変化範囲で維持する
場合、領域Ｉで吸気冷却、領域IIで吸気加温（又は部分
負荷運転）を行えばよい。

第７図（ａ），（ｂ），（ｃ），（ｄ）にガスタービ
ンの制御特性を示す。

これらは吸気温度冷却によるガスタービン出力と効率
の改善状況を示したものである。

例えば大気温度30℃のときに15℃の減温を行った場
合、ピーク運転（第19図（ａ）のＰ）より若干良好な出
力・効率Ｈとなる。定格点Ａはベース運転であるのに対
してピーク運転点Ｐは機械強度が限界に達し各部の寿命
消費が著しいために運転時間は短く制約される。

従って、吸気温度を15℃冷却する場合には、ベース運
転の寿命消費においてピーク運転又はそれ以上の性能を
発揮することが可能になる。

第７図（ａ），（ｂ）のF₁,F₂のように、ガスタービ
ン出力、ガスタービン効率の吸気温度特性を制御するこ
とにより、大気温度の影響を相殺してフラットな特性と
することができる。

又、第７図（ｃ）のI₁,I₂のように吸気温度を０℃ま
で下げる場合は、大気温度30℃ではX₂％〜X₃％の負荷範
囲、15℃ではX₁％〜100％の範囲を各々の定格負荷での
効率に維持することができ、ガスタービン効率が部分負
荷で低下する傾向を改善することができる。ガスタービ
ン効率においては吸気温度を低く保つほど出力全域にお
いて高い効率を保つことができる。

一方、ガスタービンを組み込んだ複合発電プラントの
例では吸気温度の高い方が効率の良くなる条件が存在し
得る。その際は吸気加温を行うものとする。第７図
（ｄ）の例において、吸気加温及び吸気冷却の最大能力
をTa℃、Tb℃とすると、X_Ta以下の出力域では吸気をTa
まで加温し、X_TaとX_Tbとの間の出力域では吸気を出力に
対応する温度へ加温又は冷却（最小Ta）する操作によっ
て、望み得る最大のプラント効率を達成できる。ガスタ
ービンの負荷状態はX_Ta以下では、Taでの部分負荷、X_Ta
〜X_Tbでは、ベースロード運転となるよう吸気温度を設
定している。

次に、吸気冷却器８の吸気冷却流体ｉに関する系統及
び加温用熱交換器11の吸気加熱流体ｋに関する系統の具
体例について説明する。

第８図において、ガスタービン圧縮機の吸気ラインに
は吸気冷却器８、デミスタ10及び加温用熱交換器11を直
列に接続した構成が設置されており、これに冷熱貯槽
Ｂ、温熱貯槽Ｇ、冷凍機系統Ｃ及び冷却塔12が接続され
ている。

冷熱貯槽Ｂ及び温熱貯槽Ｇは、吸気冷却流体ｉ及び吸
気加温流体ｋの供給槽と戻り槽とが完全に分れているも
の、図示のように中に仕切りがあって、互いにオーバフ
ローできるようにしたもの、あるいは供給槽を二重槽と
し、内槽のオーバフロー分を戻り槽へ供給するようにし
たものなど、各種のものが採用される。冷凍機系統Ｃは
そのエネルギ源として系内及び系外より電力、蒸気、温
水の形で供給され、ここで作られた冷却流体は冷熱貯槽
Ｂへ供給される。

加温用熱交換器11用の吸気加温流体ｋは、ここでは冷
凍機系統Ｃにおける冷凍機冷却水を利用している。冷却
塔12は加温用熱交換器11で使用した残余の冷却水を放冷
する。温熱貯槽Ｇは必要に応じて別途熱源を受けること
ができるように構成されている。

吸気加温流体ｋは別の例として、ガスタービン冷却器
の冷却流体、例えば冷却空気冷却器及び潤滑油冷却器の
冷却流体を使用してもよい。

又、吸気ラインに吸気冷却器８、デミスタ10及び加温
用熱交換器11が並ぶ構成では、加温用熱交換器11を第２
の冷却器として作用させることができる。この場合、加
温用冷却器11は、第８図の温熱貯槽Ｇの代りに設けられ
て冷熱貯槽Ｂより若干温度の高い冷熱貯槽に接続され、
加温用熱交換器11の冷却に伴う回収熱をその冷熱貯槽に
接続された図示しない冷熱熱交換器を介して冷凍機系統
Ｃで冷却するようになる。

吸気冷却器８での吸気の冷却能力を高めるには、この
位置に冷媒蒸発伝熱管を配し、これに吸収冷凍機、ター
ボ冷凍機を接続するとよい。

逆に、吸気を大気温度以上に加温するには、加温用熱
交換器11の後流に別の加温手段を追設するなどすればよ
い。

第９図は、冷熱貯槽Ｂへの冷熱源として電動ターボ冷
凍機の冷媒を使用した例を示す。この電動ターボ冷凍機
はターボ冷凍機15及びターボ冷凍機駆動用電動機16を備
え、その電源は発電機４又は受電のいずれかが選択され
る。

冷熱貯槽Ｂは、ガスタービン停止中に、商用電源によ
りターボ冷凍機15を運転して冷却流体を貯えるリザーバ
として機能し、ガスタービン及びターボ冷凍機15が同時
運転の場合はクッションタンクとして機能し、更に、系
外で生成される冷却流体を供給側に加える場合又は消費
される冷却流体を受け取り側に加える場合には系外の冷
却流体との交換を行うに十分なバランス容量を備えてバ
ランスタンクとしての機能も有する。

又、図示はしないが、第９図の電動機駆動のターボ冷
凍機15は、電動機の代りに、歯車装置及び嵌脱装置又は
嵌脱装置のみから成る伝達手段を介してタービン３から
動力を得るようにしてもよい。

第10図は冷熱貯槽Ｂへの冷熱源として蒸気熱源冷凍機
の冷媒を使用した例を示すもので、ガスタービンと蒸気
タービン駆動ターボ冷凍機及び蒸気及び温水熱源の吸収
冷凍機とを組み合わせた系統を示している。

タービン３から出たタービン排気ｃは、排熱回収、助
燃、再燃などのボイラ７で廃熱を回収され、ボイラ排気
ｆとして放出される。

ボイラ７への給水は、系外のプロセス・負荷側系統24
からの戻り水と系内の戻り水S₂とが使われ、ボイラ７で
蒸気ｇに転換される。

蒸気ｇは一部がプロセス・負荷側系統24へ、残りの蒸
気g₁が系内冷凍系へ供給される。

蒸気g₁はまず背圧蒸気タービン25でターボ冷凍機26を
作動させた後、蒸気を熱源とする吸収冷凍機22で高温の
ドレン戻り水S₁となり、更に、温水熱源吸収冷凍機23で
より低温の戻り水S₂となる。

この系統の特徴は、発生蒸気ｇを蒸気タービン25、吸
収冷凍機22,23でシリーズ的に使用する点（トッピング
システムと称す）で吸気冷却熱量を徹底的に取り出すこ
とにある。

第10図の別の実施例として、ボイラ７からの蒸気ｇで
単圧又は復圧蒸気タービンを駆動し、この蒸気タービン
からの抽気でトッピングシステムを駆動するようにし
て、蒸気タービンに連結された発電機からもエネルギを
得る構成にしてもよい。

又、第10図の別の実施例として、トッピングシステム
の代りにボイラ７からの蒸気ｇの一部を利用した蒸気熱
源吸収冷凍機22だけの構成、ボイラ温水を利用した温水
熱源吸収冷凍機23だけの構成、ボイラ７からの蒸気ｇを
利用した蒸気タービン及び発電機と電動機駆動による電
動ターボ冷凍機との組み合わせ、又はボイラ７からの蒸
気ｇを利用した蒸気タービン及び発電機とその蒸気ター
ビンから抽気した蒸気g₁を利用する蒸気熱源吸収冷凍機
22とそのドレン戻り水S₁を利用した温水熱源吸収冷凍機
23との組み合わせとすることもできる。

第11図はガスタービン内熱源を利用した系統の例であ
る。即ち、圧縮機１の出口空気の一部である冷却空気ｅ
（又は圧縮機段間抽気）でタービン３の高温部品の冷却
を行っている系において、冷却空気冷却器５にて回収し
た冷却空気ｅからの熱を吸収冷凍機23の熱源としてい
る。この例では、冷却塔29を備えて、吸収冷凍機23の停
止時又は低負荷時に、冷却器冷却流体ｗを所用の供給温
度に制御している。

この第11図の別な実施例として、冷却空気冷却器５の
代りに蒸発器、給水加熱器、熱媒気液分離装置、及びそ
の関連機器を設け、そこで発生された蒸気を熱源として
蒸気熱源吸収冷凍機を駆動するようにしてもよい。

又、冷熱貯槽Ｂに系外からの別途エネルギを受けるよ
うに構成して、高負荷運用あるいはガスタービン停止で
系内熱源が使用できない場合に冷熱貯槽Ｂへの蓄熱操作
を行うようにすることができる。

更に、ガスタービン内熱源として潤滑油冷却器があ
り、これに係る機器を併設することによって、別の温水
熱源吸収冷凍機を運用して吸気冷却流体を生成すること
もできる。

第12図は吸気ラインに挿置される吸気冷却及び加温系
統が直列配列された構成及びその制御系統の構成の例を
示す。

機器構成としては吸気冷却部分及び吸気加温部分から
成り、吸気冷却部分は吸気冷却器８、デミスタ10、冷熱
貯槽B₁、伝熱機器Ｈ、及び冷凍機系統Ｃを包含し、吸気
加温部分は加温用熱交換器11、温熱貯槽Ｇ、冷熱貯槽
B₂、及び冷熱熱交換器46を包含している。なお、吸気冷
却器８上流側の吸気ライン上にある符号47は吸気フィル
タ・吸気消音器である。

系統制御手順として、モード指定及び目標出力指定が
ある。

モード指定の手順において、系統出力の特性曲線が例
えば高効率特性を有する場合、低温制御が高効率の場
合、高温制御が高効率の場合等、系統の特性によって増
出力・減出力と吸気温度との兼ね合いが異なる。

このような高効率パターンの他、数パターンの吸気温
度−出力の関係を取り決めておき、モード指定によって
パターン選択を行う。

次に、吸気温度−出力の変更経路も数通り存在するの
でモード指定により経路選択を行う。

但し、パターン・経路とも一種類に固定できる場合は
このモード指定は不要である。

目標出力指定の手順においては、モード指定で選ばれ
た、吸気温度−出力の相関関係（パターン）上で目標出
力に対応する吸気温度が特定され、吸気温度TC₂が吸気
温度制御系統Ｄによってその特定値に調整される。系統
出力はその時々の吸気温度がいかなる値となってもガス
タービン制御系統Ｅにて正確に設定される。

ガスタービン制御系統Ｅはそれ単独にてガスタービン
を安定運転できるもので、一例を示すと、ガスタービン
排気温度TC₃がベースロード等の運転制御範囲を守るよ
うに燃料制御弁Ｖ−11にて燃料ｄの流量を加減した上で
目標出力に制御する、という方法が挙げられる。

運転出力が目標出力とずれる場合は必要に応じて吸気
温度にフィードバックし、目標温度を変更する。その変
更量は電算処理し、必要に応じて吸気温度−出力の相関
関係（パターン）を実情に合ったものに更新する。

吸気温度制御系統ＤはD₁,D₂の基本系統とD₃〜D₉の制
御調整系統で構成される。

系統D₁はモード指定による吸気温度−出力の相関関係
（パターン）上で目標出力に対応する吸気温度TC₂の目
標値を特定するとともに、加温用熱交換器11への加温流
体の熱源を中温の冷熱貯槽B₂と温熱貯槽Ｇとから温度調
整に必要な組み合わせ量にて流量配分（供給弁Ｖ−６、
戻り弁Ｖ−10）を行い、温度調整弁Ｖ−１によってTC₂
の制御を行う。冷熱貯槽B₂と温熱貯槽Ｇとの流量配分は
必要に応じて、冷熱貯槽B₂のみ又は温熱貯槽Ｇのみに完
全に切り替えてもよい。

中温水供給ポンプＰ−６及び温水供給ポンプＰ−５で
送り出された加温流体は温度調整弁Ｖ−１で加温用熱交
換器11をバイパス制御する。このため中温水供給ポンプ
Ｐ−６及び温水供給ポンプＰ−５は一定循環運用であ
る。

系統D₂は系統D₁からの目標温度TC₂とそのときの吸気
温度T₁との相関を予め設定した減温・加温モードと照合
し、除湿後の加温量Δを加味した冷却目標温度TC₁を特
定するとともに吸気冷却器８への吸気冷却流体の温度調
整弁Ｖ−２によってTC₁の制御を行う。

冷却流体供給ポンプＰ−１で送り出された冷却流体は
温度調整弁Ｖ−２で吸気冷却器８をバイパス制御する。
この冷却流体ポンプＰ−１も一定循環運用である。

系統D₃は冷熱貯槽B₁₁槽のレベルLS₁の下限、温度TC₄
の制御のために調整弁Ｖ−３を操作する。

系統D₄は冷熱貯槽B₁₁のレベルLS₁の上限を液位調整弁
Ｖ−４で制御する。

系統D₅は伝熱機器Ｈ内監視温度TC₆及び送り出し温度T
C₅を温度調整弁Ｖ−５で制御する。伝熱機器Ｈ内には必
要に応じて蓄冷能力（氷蓄冷、クラスレート蓄熱他）の
機能を併設できる。

系統D₆は冷凍機系統Ｃの送り出し温度TC₇を制御する
ために冷凍機系統Ｃを操作する。

系統D₇は中温冷熱貯槽B₂₁のレベルLS₂の下限、温度TC
₈の制御のために温度調整弁Ｖ−７を操作する。

系統D₈は中温冷熱貯槽B₂₁のレベルLS₂の上限を液位調
整弁Ｖ−８で制御する。

系統D₉は冷熱交換器46の送り出し温度TC₉を温度調整
弁Ｖ−９で制御する。冷熱貯槽B₁₁から循環ポンプＰ−
４で送り出された冷却流体は冷熱熱交換器46で必要熱量
を交換吸収した後、冷熱貯槽B₁₂へ送り戻される。

第13図は、ガスタービン圧縮機の吸気ラインに設けら
れる吸気冷却用の熱交換器を冷媒気液分離装置38及び冷
媒蒸発伝熱管39で構成し、その冷却媒体として冷媒を用
いた場合の例を示している。この冷媒には冷凍機の冷媒
を直接使用することができ、例えば、第９図に示した電
動ターボ冷凍機15、第10図に示したタービン駆動ターボ
冷凍機26、蒸気熱減吸収冷凍機22及び第10図及び第11図
に示した温水熱源吸収冷凍機23の冷媒を使用することが
できる。

第14図及び第15図は、第13図の構成例の冷媒として、
ターボ冷凍機冷媒を使用する場合及び吸収冷凍機冷媒を
利用する場合の構成例をそれぞれ示す。

第14図において、ターボ冷凍機15の冷媒は冷媒気液分
離装置38に供給され、冷媒蒸発伝熱管39で空気ａを冷却
して蒸発され、その冷媒蒸気は冷媒気液分離装置38から
ターボ冷凍機15に戻されて循環再使用される。

第14図はターボ冷凍機の駆動機として電動機を使用し
ているが、蒸気タービン、ガスエンジン、ディーゼルエ
ンジンを使用してもよく、又、ガスタービンを駆動機と
しこれと軸直結又は歯車装置を介して結合するようにし
てもよい。

第15図は冷媒気液分離装置38及び冷媒蒸発伝熱管39を
吸収冷凍機サイクルの蒸発器として熱回収部とする吸気
ラインに配置した場合の例である。この吸収冷凍機サイ
クルにおいて、その再生器としてボイラ７の出口に再生
器気液分離装置56及び再生器伝熱管57を配置し、更に吸
収器58及び凝縮器59を備えて、排熱回収型の吸収冷凍機
60を構成している。

冷媒機液分離装置38及び冷媒蒸発伝熱管39において、
液体の冷媒は圧縮器１の入口の吸気ダクト内に配置した
冷媒蒸発伝熱管39の中で強制循環又は自然循環されて蒸
発され、冷媒気液分離装置38にて冷媒蒸気と分離され
る。再生器気液分離装置56及び再生器伝熱管57において
は、希溶液x₁がボイラ７の出口の排気中に配置した再生
器伝熱管57の中を強制循環又は自然循環されて、濃溶液
x₂を得るようにし、この濃溶液x₂は吸収器58に供給され
て、冷媒蒸気の吸収にあてられる。

再生器気液分離装置56で再生された冷媒蒸気x₃は凝縮
器59において液体の冷媒となる。この凝縮器59へは冷却
水が凝縮用に供給され、又、吸収器58に対しても吸収熱
の放散用に冷却水が供給されている。

なお、この実施例において、コンパクトな配置とする
場合には、冷媒気液分離装置38、冷媒蒸発伝熱管39、再
生器気液分離装置56及び再生器伝熱管57は一体構造とす
ることができる。

ボイラ７の排気温度は再生器伝熱管57の中を流れる溶
液の耐熱性を考慮して決定される。

第16図は冷媒で吸気冷却を行う場合のより具体的な制
御系統の例を示す。

第16図の構成において、吸気冷却部分は冷媒気液分離
装置38、冷媒蒸発伝熱管39、及びターボ冷凍機15を包含
し、吸気加温部分は加温用熱交換器11′、中温冷熱貯槽
B₂、蒸発器40、加温用熱交換器11及び温熱貯槽G₁を包含
している。又、冷凍機冷却水を加温用に使用している関
係で温熱貯槽G₁、凝縮機42の系統が加わっている。な
お、本例では冷凍機としてターボ冷凍機15を使用してい
るが、他の型式の冷凍機、例えば第15図に示したような
吸収冷凍機60を使用してもよい。この吸収冷凍機60を使
用する場合には、その吸収器58及び凝縮器59の冷却水と
して、温熱貯槽B₁の流体が使用され、加温用熱交換器1
1′及び中温冷熱貯槽B₂は省かれる。

系統制御手順は第12図の例と共通であり、吸気温度制
御系統Ｄの基本系統D₁,D₂及び制御調整系統D₇〜D₉も共
通の思想によっている。

この系統において、凝縮器42の冷却水ｋは冷熱貯槽G₁
へ回収熱を供給し、加温用熱交換器11又は冷却塔12を使
用する制御調整系統D₁₀によって所定値TC₁₀に冷却され
た後、凝縮器42に循環使用される。冷却水は循環ポンプ
Ｐ−９で移送され、凝縮器42への冷却水温度TC₁₁はバイ
パス弁Ｖ−12によって制御される。TC₁₀が既定値上昇す
るときは冷各塔12とバイパス弁Ｖ−13とを使用して調整
制御を行う。

大気温度T₁及び冷却温度TC₁に対するTC₂との差を加温
するが、加温量の小さいときは温度調整弁Ｖ−1Aのバイ
パス制御で温水供給ポンプＰ−5Aを介して加温用熱交換
器11′を使用し、更に加温が必要な場合は加温用熱交換
器11を温度調整弁Ｖ−１バイパス制御して所定のTC₂を
得る。

加温熱源は冷凍機冷却水の温熱貯槽G₁と更に高温の温
熱貯槽Ｇの２種であり、加温量の小さいときは温熱貯槽
G₁から、加温量が増加するに従って温熱貯槽Ｇからも混
入を行えるよう供給弁Ｖ−６と戻り弁Ｖ−10で流量配分
を行う。

第17図はガスタービン圧縮機の吸気ラインに設置され
る吸気冷却及び吸気加温系統を平行に構成した例の吸気
バイパス系統制御を示している。

第17図において、冷却ダクトにダンパ弁48,49が設け
られ、加温ダクトにはダンパ弁50,51が設けられて各吸
気a₁,a₂の流量を按分するようにしている。これら冷却
ダクト側ダンパ弁48,49及び加温ダクト側ダンパ50,51の
開閉操作は、ガスタービンの吸気圧力損失が過大となら
ないよう相互に連動されている。

機器構成としては、吸気冷却部分は吸気冷却器８、デ
ミスタ10、及び図示はしないが冷熱貯槽B₁、伝熱機器Ｈ
及び冷凍機系統Ｃ、それに吸気温度制御系統Ｄの基本系
統D₁,D₂及び制御調整系統D₃〜D₆を包含し、吸気加温部
分は加温用熱交換器11、及び図示はしないが温熱貯槽
G₁、冷熱貯槽B₂及び冷熱熱交換器46、それに吸気温度制
御系統Ｄの基本系統D₁及び制御調整系統D₇〜D₉を包含し
ている。

系統D₁では、特定のTC₁,TC₂,TC^＊及び吸気量の按分特
定値を設定し、更に各ダンパ弁に対する操作信号を発信
する。TC₂が特定値に合致しないときは、按分特定値又
は特定値TC^＊,TC₁の変更を行うようにしたフィードバッ
ク機能が作用する。

発明の効果本発明のガスタービン設備によれば、以下のような効
果を奏することができる。

（１）ガスタービンならびにガスタービンを組み込んだ
プラントの設備を望み得る最大の性能（出力、効率）に
維持することができる。

即ち、積極的に高性能（高出力、高効率）を発揮する
ために最適の吸気温度−出力の相関関係（パターン）を
決めて、吸気温度を制御するので、ガスタービン設備の
効率は定格−部分負荷の全出力域で最高効率点を保持で
きる。

一方、吸気温度は大気温度よりも冷却する場合と加温
する場合との両方に対応できるダクト構成、機器構成と
しているので、現実の大気温度変化幅よりも低温域、高
温域を拡張でき、吸気温度の自由な制御が可能である。

（２）ガスタービン設備の性能が吸気温度特性を持つの
で、高温の夏季あるいは砂漠・熱帯地方で性能（出力、
効率）が低下する場合は、吸気温度の下げ幅を調整する
ことによって低下傾向を緩和することができる。

又、ガスタービン設備の性能が長時間使用で経時的に
低下する場合も同様に吸気温度の下げ幅の調整で低下傾
向の緩和が図れる。冷えば、中近東や東南アジアでは設
計気温が30〜40℃であるため、本来の15℃設計標準品だ
と設備費が割高となってしまうが、本発明によれば、 a.15℃標準温度あるいは０〜15℃の低温域での高性能
を設計値として提供できる、 b.更に、年間を通じて一定出力（しかもガスタービン
はベース運用）に保持できる、等の技術的にも経済的にも優れたものとすることができ
る。

（３）タービン入口温度を一定（ベース、設計値）にし
たままでガスタービン設備の性能（出力、効率）を高め
ることができ、ピーク運転やシステムリザーブ（短期最
大）運転のようにタービン入口温度を上昇させる場合の
ようなタービン寿命の消耗は起らない。

（４）冷熱源が電動ターボ冷凍機による場合、電力の貯
蔵ができる。即ち、電動ターボ冷凍機によって余剰電力
を冷熱に転換し、冷水（氷も含む）、ブラインあるいは
冷媒の形で貯蔵する。電力が必要なときに、この冷熱を
冷却流体によってガスタービンに時間差供給し、吸気冷
却することで系統性能（出力、効率）を向上させること
ができる。

例えば夜間電力を貯蔵して昼間に系統出力を高めるこ
とが可能であり、この場合、経済上の効果も非常に大き
い。

（５）冷却流体の時間差供給、同時供給のいずれにおい
ても冷熱に転換したエネルギ以上の電力エネルギを系統
から取り出せる。例えば、ISO（大気温度15℃）で10,00
0kWの定格出力を発揮するガスタービンは、大気温度30
℃では出力が低く、8,900kWとなるが、120kWの電動ター
ボ入力で吸気温度を15℃とすることにより、10,000kW
に、250kWの電動ターボ入力で０℃吸気とすることによ
り11,200kWにもなり、それぞれ1,100kW,2,300kWの電力
増強となる。

（６）吸気冷却流体をもって出力増強（電力、駆動力）
を図ることができるが、その冷却流体を作るエネルギ源
は、余剰電力、余剰蒸気、余剰温水、系内の冷却損失
（回収熱として）、系外の蒸気・温水など、多種多様な
ものが使用でき、これらを蓄積して利用する場合は一種
類のエネルギ量が多量である必要はない。

（７）吸気冷却により水噴射あるいは蒸気噴射に相当す
る出力、効率の増強やNOx低減が図れる。特に高湿度の
時期や地方に有効で、噴射水や蒸気を別途投入すること
なく水分（湿分）が得られるため、噴射ラインが不要あ
るいは少量化できる。

（８）吸気冷却部の平行ダクト構成では、不要の伝熱管
側のダクトを閉止できる点、及びダクト混用の場合は一
方のダクトだけを使用するときよりもダクト内流速が減
る点から、直列配列に比べて圧力損失を小さくできる。
又、平行ダクト混用の場合は、圧縮機入力空気温度制御
要因が、吸気冷却流体（温度、流量）多び吸気加温流体
（温度、流量）の他に、ダクト間空気量配分が付加さ
れ、より木目の細かな吸気温度制御が可能となる。

（９）吸気冷却器や冷媒蒸発伝熱管の伝熱器構成は管群
として消音効果を有するため、吸気騒音の軽減に寄与す
る。これにより、吸気ダクトに設ける吸気消音器を省略
又は小型化できる。デミスタ10を併用する場合は邪魔板
が加わるため、さらに消音効果が高まる。

（10）吸収冷凍機の熱源にガスタービン及び系統内の冷
却器の冷却媒体を活用することで、本来熱損失として系
統内から差し引いていたエネルギを無料熱源として電力
又は動力に転換できたり、冷却媒体を冷却使用するため
の放熱用例各塔が省略又は小型化でき、設備が節減でき
る、といった経済効果が得られる。このように、系統内
の各種エネルギ損失（冷却損失、機械損失）を電力又は
動力へ転換するのと同様に、系統外の余剰エネルギを受
入れて動力又は動力に転換することもできる。又、冷熱
装置（冷凍機、貯槽）を若干大容量とすることによって
余剰エネルギを受入れることができるとともに貯蔵冷熱
を別途周辺地域への冷房用として活用することができ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図ないし第４図は本発明によるガスタービン設備の
実施例を示す構成図、第５図は系統制御の構成図、第６
図は系統の制御特性図、第７図はガスタービンの特性
図、第８図は冷凍機冷却水利用の吸気温度処理の構成
図、第９図は電動ターボ冷凍機併設ガスタービンの系統
図、第10図は蒸気タービン駆動ターボ冷凍機併設ガスタ
ービンの系統図、第11図はガスタービン内熱源（冷却空
気）利用系統図、第12図は系統制御の全体構成図、第13
図は冷却流体及び冷却機器の構成図、第14図はターボ冷
凍機冷媒利用の構成図、第15図は吸収冷凍機冷媒利用の
構成図、第16図は系統制御の全体構成図、第17図は吸気
バイパス系統制御の全体構成図、第18図は従来のガスタ
ービン及びコンバインドを示す構成図、第19図は従来の
ガスタービンの性能特性図、第20図は従来のコンバイン
ドプラントの性能特性図である。１……圧縮機、２……燃焼器、３……タービン、４……
発電機、５……冷却空気冷却器、７……ボイラ、８……
吸気冷却器、10……デミスタ、11′,11……加温用熱交
換器、12……冷却塔、15……ターボ冷凍機、16……電動
機、22,23……吸収冷凍機、24……プロセス・負荷側系
統、25……蒸気タービン、26……ターボ冷凍機、29……
冷却塔、40……蒸発器、42……凝縮器、46……冷熱熱交
換器、47……吸気フィルタ・吸収消音器、48,49,50,51
……ダンパ弁。

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】吸気ラインを有するガスタービン圧縮機
と、前記吸気ラインに設けられた熱交換器と、該熱交換
器の冷却媒体として供給される低温流体を貯留するため
の冷熱貯槽と、該冷熱貯槽に前記低温流体を供給する冷
凍機と、前記低温流体の制御を行って前記ガスタービン
圧縮機への吸気温度の制御を行う制御手段と、前記熱交
換器及び前記ガスタービン圧縮機の間又は前記熱交換器
と平行に設けられた加温用熱交換器と、該加温用熱交換
器に接続された温熱貯槽とを有するガスタービン設備。
【請求項２】冷熱貯槽に冷凍機からの低温流体を供給
し、ガスタービン圧縮機の吸気ラインに設けた熱交換器
の冷却媒体として、前記冷熱貯槽に貯留された前記低温
流体を供給し、該低温流体の制御を行って前記ガスター
ビン圧縮機への吸気温度の制御を行い、前記熱交換器及
び前記ガスタービン圧縮機の間又は前記熱交換器と平行
に設けられた加温用熱交換器と該加温用熱交換器に接続
された温熱貯槽とにより、ガスタービンの吸気温度を冷
却及び加温操作する、ガスタービン設備の運転方法。