JP4382513B2

JP4382513B2 - 熱電併給装置及びその出力の熱電比制御方法

Info

Publication number: JP4382513B2
Application number: JP2004033202A
Authority: JP
Inventors: 健治松田; 聡柴田; 梅夫井上
Original assignee: Takuma KK
Current assignee: Takuma KK
Priority date: 2004-02-10
Filing date: 2004-02-10
Publication date: 2009-12-16
Anticipated expiration: 2024-02-10
Also published as: JP2005226468A

Description

本発明は、電力と温水等を同時に供給する小容量のガスタービン・コージェネレーションシステム（以下熱電併給装置と呼ぶ）とその出力の熱電比制御方法に関するものであり、比較的小規模な各種工場やマーケット、事務所、温室農場、集合住宅等で単独又は複数台を組み合せした状態で使用する小容量の熱電併給システムに適用されるものである。

従前から、小規模の病院、スポーツクラブ、店舗、ホテルなどの業務用ビルや中小工場等に於いては、省エネルギーを図る目的から、マイクロガスタービンを用いた熱電併給装置が広く利用されている。
ところで、この種のマイクロガスタービンを用いた小型分散発電をベースとする熱電併給装置に於いては、熱需要先きの都合から温水ボイラを排熱回収装置として用い、温水の形で熱回収が多く行なわれており、また、この種の熱電併給装置は、一般に電気出力と熱出力との比が常にほぼ一定の値になると云う特性を有している。

一方、熱電併給装置を使用する上記各事業所等では、その業務内容からして、電力需要と熱需要のピークが必ずしも時間的に一致するとは限らず、電力需要のピークと熱需要のピークとが夫々異なった時刻となるのが通常である。
そのため、熱電併給装置を利用する各事業所等に於いては、電力需要や熱需要に対する供給力に過不足が生ずるのを防止するため、予かじめ分散設置した複数台の熱電併給装置の運転台数を変更したり、或いは各熱電併給装置の電気出力と熱出力の比（熱電比）を調整するようにしている。

図４乃至図６は、従前の上記熱電併給装置の熱電比の調整方法を示すものであり、図４は熱電併給装置の運転台数の制御と共に、排熱回収装置６にバイパスダクト９を設け、余剰な熱をバイパスダクト９を通して外部へ放散させる方法である。また、図５は排熱回収装置６にラジェータ１０を併設し、過剰な熱をラジェータ１０を介して外部へ放散させるようにしたものである。

尚、図４及び図５に於いて１はガスタービン、２は圧縮機、３は再生器、４は燃焼器、５は発電機、６は排熱回収装置、６′は温水ボイラ、６″は蒸気ボイラ、７は電力負荷、８は熱負荷、９はバイパスダクト、１０はラジエータ、１１は自動ダンパー装置、１２は温水循環用ポンプ、１３は温水温度制御装置、１４は三方温度制御弁、１５はファン装置、Ａは燃焼用空気、Ｆは燃料用ガス、Ｅｐは発電機出力、Ｗｈは温水、Ｇ₁は高温タービン排ガス、Ｇ₂はタービン排ガス、Ｇ₀は放出排ガスであり、図４の装置では、熱負荷８の熱需要が減少すると、温水Ｗｈの温度が上昇し、温水温度制御装置１３を介して自動ダンパー装置１１が開放され、バイパスダクト９を通してタービン排ガスＧ₂が外部へ放散される。

同様に、図５の装置では、熱負荷８の熱需要が減少すると温水Ｗｈの温度が上昇し、温水温度制御装置１３により三方温度制御弁１４を切換えしてラジェータ１０側へ温水Ｗｈを流通させると共に、ファン装置１５を駆動することにより、温水Ｗｈの余剰な熱が外部へ放散される。
尚、図４及び図５に示した熱電併給装置そのものは公知であるため、ここではその作動の詳細な説明は省略する。

しかし、前記図４に示した熱電比の調整方法に於いては、バイパスダクト９や自動ダンパー装置１１を必要とするうえ、自動ダンパー装置１１を締切り性能が高性能なものにするとその製造コストが高騰する。そのため、通常は３〜５％程度のガスリークを許容する必要があり、結果として熱回収効率が５〜１０％程度低下するだけでなく、バイパスダクト９の使用時の騒音防止のために排気サイレンサーが必要となり、熱回収効率の低下や設備費の上昇を招くと云う問題がある。

また、図５に示した熱電比調整の場合も同様であり、放熱により熱回収効率が低下するだけでなく、冷却用ファン装置１５の運転用動力を必要とする等様々な問題が存在する。

一方、上述の如き問題、特に熱回収効率の低下の問題を解決する方策として、本願発明者等は、先きに図６に示す如き熱電比制御方法を開発し、特開２００２−４９４６号としてこれを公開している。

即ち、当該図６に示す熱電比制御方法は、排熱回収装置６に排熱回収ボイラを用い、熱需要の減少により発生蒸気Ｓ₁が余剰の場合（又は、電力需要の増加により発生電力が不足した場合）には、発生蒸気Ｓ₁の一部Ｓ₃を蒸気制御弁１６及び蒸気供給管路１７を通して燃焼器４へ供給し、発電機２の出力増を図ることによって熱電併給装置の熱電比を調整する構成としたものである。尚、図６に於いて、Ｓ₁は発生蒸気、Ｓ₂は熱負荷への供給蒸気、Ｓ₃は燃焼器への供給蒸気、１８は蒸気圧力制御装置である。

上記特開２００２−４９４６号の熱電比制御方法は、外部への直接的なタービン排ガスＧ₂の放散が無く、余剰な蒸気Ｓ₃でもって発電機５の電気出力Ｅｐの増加を図ることができ、優れた実用的効用を具備するものである。
しかし、図６からも明らかなように、排熱回収ボイラ６″で発生した蒸気Ｓ₁の一部Ｓ₃を燃焼器４へ供給する構成としているため、排熱回収ボイラ６″の運転圧力を燃焼器４の内部圧力よりも高い高圧力に保持する必要があり、必然的に排熱回収ボイラ６″の運転温度は、排熱回収装置６を温水ボイラ６′とした場合に比較して高温となる。その結果、熱回収効率が温水ボイラ６′の場合に比較して低下せざるを得ず、更に排熱回収装置６及びこれらの制御システムが複雑となり、その設備コストが上昇すると云う難点がある。

特開２００２−４９４６号公報特開２００２−４９４５号公報

本願発明は、従前のこの種熱電併給装置及びその熱電比制御方法に於ける上述の如き問題、即ち（イ）熱回収効率が低下すること及び（ロ）排熱回収装置やその制御システムの設備費の引下げを図り難いこと等の問題を解決せんとするものであり、排熱回収装置６を温水用熱交換器を内蔵した変圧運転の可能な排熱回収ボイラとし、当該排熱回収ボイラの蒸気圧力を必要に応じて調整可能とすることにより、常に最大の熱回収効率を維持しつつ、しかも熱電比制御装置の複雑化を招くことなしに簡素な制御装置でもって、高精度な熱電比制御を行なえるようにした熱電併給装置とその熱電比制御方法を提供することを、発明の主たる目的とするものである。

請求項１の発明は、ガスタービンと発電機と圧縮機と再生器と燃焼器と温水用熱交換器を備えた変圧運転の可能な蒸気発生用ボイラとを備え、ガスタービンからの高温タービン排ガスを再生器で圧縮燃焼用空気を加熱したあと蒸気発生用ボイラへ供給する構成とした熱電併給装置に於いて、熱負荷の熱需要が多いときには前記蒸気発生用ボイラを減圧蒸気下で運転して温水用熱交換器による熱回収を増加させ、また、熱負荷の熱需要が少ないときには前記蒸気発生用ボイラを高圧蒸気下で運転すると共に、発生した高圧蒸気の一部を圧縮機と再生器を含む圧縮燃焼用空気系内若しくは燃焼器内へ噴射して発電機出力を増加させることを発明の基本構成とするものである。

請求項２の発明は、ガスタービンと発電機と圧縮機と再生器と燃焼器と温水用熱交換器を備えた変圧運転の可能な蒸気発生用ボイラとを備え、ガスタービンからの高温タービン排ガスを再生器で圧縮燃焼用空気を加熱したあと蒸気発生用ボイラへ供給する構成とした熱電併給装置に於いて、前記温水用熱交換器２０と熱負荷８との温水循環通路に温水循環用ポンプ１２と三方温度調整弁１４を介設すると共に、三方温度調整弁１４を介して温水用熱交換器２０の温水出口と温水入口間を温水バイパス管２３で連通させ、また、前記蒸気発生用ボイラ２４と前記圧縮機２と再生器３を含む圧縮燃焼用空気系２５若しくは燃焼器４とを逆止弁２２を介設した蒸気噴射通路２１により連通し、前記熱負荷８の熱需要が減少した時には、熱負荷８の出口側の温水Ｗｈの温度に基づいて前記温水循環用ポンプ１２と三方温度調整弁１４の何れか一方又は両方の作動を制御して温水用熱交換器２０へ流通する温水流量を減少させ、温水用熱交換器２０に於ける熱回収量を減少させると共に蒸気発生用ボイラ２４に於ける熱回収量を増加させて高圧蒸気を発生させ、当該高圧蒸気を前記逆止弁２２を通して圧縮燃焼用空気系２５内又は燃焼器４内へ噴射することにより発電機出力を増加させることを発明の基本構成とするものである。

請求項３の発明は、請求項２の発明に於いて、蒸気発生用ボイラ２４の缶体２４ａの蒸気溜２４ｂ内に温水用熱交換器２０の熱交換管２０′を配設するようにしたものである。

請求項４の発明は、請求項２の発明に於いて、温水用熱交換器２０と蒸気発生用ボイラ２４とを別体とし、温水用熱交換器２０の缶体２０ａ内と蒸気発生用ボイラ２４の蒸気溜２４ｂ間を蒸気制御弁２６を介して連通すると共に、前記温水用熱交換器２０の缶体２０ａの底部と蒸気発生用ボイラ２４の給水溜２４ｃ間を連通管路２４ｄにより連通するようにしたものである。

本願発明では、（イ）蒸気発生用ボイラ２４からの蒸気Ｓを圧縮機２の出口と再生器３の入口とを連結する圧縮空気系２５内又は燃焼器４内へ噴射するようにしているため、蒸気Ｓが０．３〜０．５ＭＰａ・１６０℃〜１７０℃の比較的低温・低圧蒸気でよく、その結果従前の燃焼器４内へ高温・高圧蒸気を噴射する場合に比較して、蒸気発生用ボイラ２４を常により高い熱回収効率の下で運転することができる。

また、（ロ）再生器３の入口側へ１６０℃〜１７０℃の温度の蒸気を噴射することにより、圧縮機２からの燃焼用空気Ａの温度が若干低下することになり、結果として再生器３に於ける熱交換効率が向上することになる。

更に、（ハ）上記（イ）及び（ロ）等により、本願発明では従前の燃焼器４へ蒸気を噴射する場合に比較して発電機効率の上昇がより大きくなる。

以下、図面に基づいて本発明の各実施形態を説明する。

実施形態１

図１は、本発明の実施形態１を適用した熱電併給装置の全体系統図であり、図１に於いて１はガスタービン、２は圧縮機、３は再生器、４は燃焼器、５は発電機、６は排熱回収装置（温水用熱交換器２０を備えた蒸気発生用ボイラ２４）、７は電力負荷、８は熱負荷、１２は温水循環用ポンプ、１３は温水温度制御装置、１４は三方温度調整弁、２０は温水用熱交換器、２０′は熱交換管、２０ａは缶体、２１は蒸気噴射管、２２は逆止弁、２３は温水バイパス管、２４は蒸気発生用ボイラ、２４′は熱交換管、２４ａは缶体、２４ｂは蒸気溜、２４ｃは給水溜、２４ｄは連通管路、Ａは燃焼用空気、Ｆは燃料用ガス、Ｇ₁は高温タービン排ガス、Ｇ₂はタービン排ガス、Ｇ₀は放出排ガス、Ｗｈは温水、Ｔ₁・Ｔ₂は温度センサ、Ｗｈ′はバイパス温水である。

尚、図１に於いて、前記図４乃至図６と同一の部位・部材にはこれと同じ参照番号が付されている。

図１を参照して、本件発明に於いては、タービン排ガスＧ₂の排熱回収装置６として、温水用熱交換器２０を備えた蒸気圧の変圧運転が可能な蒸気発生用ボイラ２４が利用されており、缶体２４ａ内に蒸気発生用の熱交換管２４′と温水用熱交換器２０の熱交換管２０′とが配設されている。尚、図１に於いて２４ｂは蒸気発生用ボイラ２４の蒸気溜、２４ｃは給水溜である。

圧縮機２で圧縮された燃焼用空気Ａが再生器３で予熱され、燃焼器４で燃料用ガスＦと混合燃焼されることにより約８５０℃の高温燃焼ガスが生成される。この高温燃焼ガスによりガスタービン１が回転駆動され、発電機５で１５〜１００ｋｗ程度の発電機出力Ｅ₀が発生される。

前記ガスタービン１からの約６００℃高温タービン排ガスＧ₁は再生器３での圧縮空気Ａとの熱交換により約２８０〜３００℃のタービン排ガスＧ₂となって蒸気発生用ボイラ２４の熱交換管２４′へ送られ、蒸気Ｓを発生することにより約８０〜９０℃の放出排ガスＧ₀となって、外部へ放散されて行く。

温水循環ポンプ１２により熱負荷８側から還流されて来た温水Ｗｈは、温水用熱交換器２０で、前記蒸気溜２４ｂ内に発生した蒸気Ｓにより約６０〜７０℃に加熱され、熱負荷８側へ循環して行く。

今、熱負荷８側の温水熱需要が大きい場合には、熱負荷８の出口側の温水Ｗｈの温度が設定値近傍の温度以下にまで低下すると共に、温水循環用ポンプ１２は全負荷運転の状態となる。これにより、温水用熱交換器２０の熱負荷は最大状態となる。

ところで、一般に給湯暖房等の熱負荷８の温水温度は通常６０〜７０℃であるため、温水用熱交換器２０のピンチポイント温度差を夫々１０℃とすれば、加熱側の蒸気発生用ボイラ２４の蒸気溜２４ｂ内の蒸気圧力は、７０〜８０℃の飽和蒸気圧となる。

また、再生器３からのタービン排ガスＧ₂の温度は通常約２８０〜３００℃であり、蒸気発生用の熱交換管２４′に於ける熱交換により８０〜９０℃にまで冷却され、放出排ガスＧ₀となる。即ち、排熱回収装置６としては、タービン排ガスＧ₂の冷却温度差ΔＴ＝２００〜２１０℃に相当する熱量を回収することになる。

尚、この状態に於いては、蒸気発生用ボイラ２４の缶体２４ａ内の蒸気圧は前述の通り７０〜８０℃の飽和蒸気圧であり、圧縮機２や燃焼器４の器内圧力に比較して低い圧力である。そのため、逆止弁２２は閉鎖状態にあり、圧縮空気Ａや燃焼ガス等が蒸気発生用ボイラ２４側へ流入することは無い。

これに対して、熱負荷８側の熱負荷が減少した場合には、熱負荷８の出口側の温水温度が上昇する。この温水温度の上昇が温度センサＴ₂により検出されると、温水温度制御器１３を介して温水循環用ポンプ１２の運転が低速運転に切換えられ、温水循環量が減少する。これにより、温水用熱交換器２０の熱交換管２０′の出口側の温水Ｗｈ″温度が上昇するため、三方温度調整弁１４が作動され、温水バイパス管２３内を流通するバイパス温水Ｗｈ′の流量を増大させることにより、熱負荷８へ送出する温水Ｗｈの温度が一定値に保持される。即ち、温水用熱交換器２０を流通する温水Ｗｈ″が減少して温水温度が上昇することにより、温水用熱交換器２０による熱回収量が減少する。
尚、本実施形態では、温水循環用ポンプ１２と三方温度調整弁１４の両方の作動を調整するようにしているが、何れか一方のみの調整でもって対処することも可能である。

一方、再生器３を備えた小容量ガスタービンの圧縮比は３〜５程度であるため、圧縮機２と燃焼器４の圧縮空気系統内へ蒸気噴射管２１を通して蒸気噴射を行なうには、０．３〜０．５ＭＰａの蒸気圧力を必要とする。

そのため、本発明に於いては、熱負荷８の熱需要が減少して来た場合には蒸気発生用ボイラ２４の器内蒸気圧力が、０．３〜０．５ＭＰａとなるように予かじめ設計されている。
即ち、この時の前記発生蒸気Ｓ（飽和蒸気圧０．３〜０．５ＭＰａ）の温度は１５０〜１６０℃となるため、蒸気発生用ボイラ２４からの排出ガスＧ₀の温度は１６０〜１７０℃となり、蒸気発生用ボイラ２４ではタービン排ガスＧ₂の冷却温度差ΔＴ＝１３０〜１４０℃（２８０〜３００℃→１６０〜１７０℃）に相当する熱量が、飽和蒸気Ｓの型で回収されることになる。

上記温水用熱交換器２０内の流通温水Ｗｈ″の流通量の減少と温水Ｗｈ″の温度上昇により、温水用熱交換器２０による回収熱量が減少するに伴なって、蒸気発生用ボイラ２４の器内蒸気Ｓの圧力が徐々に上昇し、これが圧縮機２と再生器３間の圧縮燃焼用空気系２５の内圧を越えると、逆止弁２２が開放され、蒸気噴射管２１を通して蒸気発生用ボイラ２４内の蒸気Ｓが前記圧縮燃焼用空気系２５内へ噴射される。

尚、前記圧縮燃焼用空気系２５内へ噴射する蒸気Ｓの流量を増すことにより、ガスタービン１の出力（即ち、発電機出力Ｅｐ）は増大し、これによって熱電併給装置の熱電比が調整されることになる。

本願発明では、（イ）蒸気発生用ボイラ２４からの蒸気Ｓを圧縮機２の出口と再生器３の入口とを連結する圧縮空気系２５内へ噴射するようにしているため、蒸気Ｓが０．３〜０．５ＭＰａ・１６０〜１７０℃比較的低温低圧蒸気でよく、その結果従前の燃焼器４内へ高温・高圧蒸気を噴射する場合に比較して、蒸気発生用ボイラ２４における熱回収効率が高くなる。

また、（ロ）再生器３の入口側へ１６０〜１７０℃の温度の蒸気を噴射することにより、圧縮機２からの燃焼用空気Ａの温度が若干低下することになり、結果として再生器３に於ける熱交換効率が向上することになる。

実施形態２

図２は、本発明の実施形態２を適用した熱電併給装置の全体系統図である。
当該第２実施形態に於いては、蒸気発生用ボイラ２４からの蒸気Ｓの一部を燃焼器４へ噴射する構成としており、蒸気噴射管２１の一端側が燃焼器４へ連通されている点を除いて、その他の構成は実施形態１の場合と全く同一である。

当該実施形態２に於いては、燃焼器４へ１６０〜１７０℃の燃焼ガスよりも低温の蒸気Ｓを供給するため、燃焼器４に於ける燃焼効率が若干低下することになる。しかし、低温・低圧蒸気の利用による蒸気発生用ボイラ２４に於ける熱回収効率の上昇より、総合的な熱回収効率は、従前の高温・高圧蒸気を噴射する特開２００２−４９４６号の場合よりも、大幅に向上する。

実施形態３

図３は、本発明の実施形態３を適用した熱電併給装置の全体系統図を示すものである。当該実施形態３に於いては、温水用熱交換器２０が蒸気発生用ボイラ２４と別体として設けられており、且つ温水用熱交換器２０の缶体２０ａと蒸気発生用ボイラ２４の缶体２４ａとが蒸気制御弁２６及び連結管２７ａ・２７ｂを介して連通されている。
尚、上記温水用熱交換器２０が蒸気発生用ボイラ２４と別体になっている点を除いて、その他の構成は実施形態１の場合と同一である。

当該実施形態３では、熱負荷８の熱需要が減少した場合には、温水Ｗｈの温度センサＴ₂の検出信号により温水循環用ポンプ１２と三方温度調整弁１４の他に蒸気制御弁２６の開度も調整され、蒸気発生用ボイラ２４から温水用熱交換器２０へ流入する加熱用蒸気Ｓ′の流量を調整する構成となっている。

また、当該実施形態３では、熱需要の減少時に蒸気噴射管２１を介して、蒸気発生用ボイラ２４内の蒸気Ｓを圧縮燃焼用空気系２５内へ噴射する構成としているが、当該蒸気Ｓを燃焼器４内へ噴射するようにしても良いことは勿論である。

本発明は、小容量のガスタービン・ユージェネレーションシステムの全てに適用することが可能なものであり、ガスタービンや排熱回収装置の種類・型式等に関係なく全ての所謂熱電併給装置に適用可能である。

本発明の実施形態１を適用した熱電併給装置の全体系統図である。本発明の実施形態２を適用した熱電併給装置の全体系統図である。本発明の実施形態３を適用した熱電併給装置の全体系統図である。従前の熱電併給装置に於ける熱電比制御方法の一例を示す説明図である。従前の熱電併給装置に於ける熱電比制御方法の他例を示す説明図である。従前の熱電併給装置に於ける熱電比制御方法の他例を示す説明図である。

符号の説明

１はガスタービン、２は圧縮機、３は再生器、４は燃焼器、５は発電機、６は排熱回収装置、７は電力負荷、８は熱負荷、９はバイパスダクト、１０はラジエータ、１１は自動ダンパー装置、１２は温水循環用ポンプ、１３は温水温度制御装置、１４は三方温度制御弁、１５はファン装置、Ａは燃焼用空気、Ｆは燃料用ガス、Ｇ₁は高温タービン排ガス、Ｇ₂はタービン排ガス、Ｇ₀は放出排ガス、Ｗｈは温水、Ｗｈ″は熱交換管出口側温度、Ｗｈ′はバイパス温水、Ｅｐは発電機出力、Ｔ₁・Ｔ₂は温度センサ、Ｓ・Ｓ₁は蒸気、２０は温水用熱交換器、２０′は熱交換管、２０ａは缶体、２１は蒸気噴射通路、２２は逆止弁、温水循環通路、２３は温水バイパス管、２４は蒸気発生用ボイラ、２４′は熱交換管、２４ａは缶体、２４ｂは蒸気溜、２４ｃは給水溜、２４ｄは連通管路、２５は圧縮燃焼用空気系、２６は蒸気制御弁、２７ａ・２７ｂは連結管。

Claims

ガスタービンと発電機と圧縮機と再生器と燃焼器と温水用熱交換器を備えた変圧運転の可能な蒸気発生用ボイラとを備え、ガスタービンからの高温タービン排ガスを再生器で圧縮燃焼用空気を加熱したあと蒸気発生用ボイラへ供給する構成とした熱電併給装置に於いて、熱負荷の熱需要が多いときには前記蒸気発生用ボイラを減圧蒸気下で運転して温水用熱交換器による熱回収を増加させ、また、熱負荷の熱需要が少ないときには前記蒸気発生用ボイラを高圧蒸気下で運転すると共に、発生した高圧蒸気の一部を圧縮機と再生器を含む圧縮燃焼用空気系内若しくは燃焼器内へ噴射して発電機出力を増加させる構成としたことを特徴とする熱電併給装置に於ける出力の熱電比制御方法。
ガスタービンと発電機と圧縮機と再生器と燃焼器と温水用熱交換器を備えた変圧運転の可能な蒸気発生用ボイラとを備え、ガスタービンからの高温タービン排ガスを再生器で圧縮燃焼用空気を加熱したあと蒸気発生用ボイラへ供給する構成とした熱電併給装置に於いて、前記温水用熱交換器（２０）と熱負荷（８）との温水循環通路に温水循環用ポンプ（１２）と三方温度調整弁（１４）を介設すると共に、三方温度調整弁（１４）を介して温水用熱交換器（２０）の温水出口と温水入口間を温水バイパス管（２３）で連通させ、また、前記蒸気発生用ボイラ（２４）と前記圧縮機（２）と再生器（３）を含む圧縮燃焼用空気系（２５）若しくは燃焼器（４）とを逆止弁（２２）を介設した蒸気噴射通路（２１）により連通し、前記熱負荷（８）の熱需要が減少した時には、熱負荷（８）の出口側の温水（Ｗｈ）の温度に基づいて前記温水循環用ポンプ（１２）と三方温度調整弁（１４）の何れか一方又は両方の作動を制御して温水用熱交換器（２０）へ流通する温水流量を減少させ、温水用熱交換器（２０）に於ける熱回収量を減少させると共に蒸気発生用ボイラ（２４）に於ける熱回収量を増加させて高圧蒸気を発生させ、当該高圧蒸気を前記逆止弁（２２）を通して圧縮燃焼用空気系（２５）内又は燃焼器（４）内へ噴射することにより発電機出力を増加させる構成としたことを特徴とする熱電併給装置。
蒸気発生用ボイラ（２４）の缶体（２４ａ）の蒸気溜（２４ｂ）内に温水用熱交換器（２０）の熱交換管（２０′）を配設して成る蒸気発生用ボイラとした請求項２に記載の熱電併給装置。
温水用熱交換器（２０）と蒸気発生用ボイラ（２４）とを別体とし、温水用熱交換器（２０）の缶体（２０ａ）内と蒸気発生用ボイラ（２４）の蒸気溜（２４ｂ）間を蒸気制御弁（２６）を介して連通すると共に、前記温水用熱交換器（２０）の缶体（２０ａ）の底部と蒸気発生用ボイラ（２４）の給水溜（２４ｃ）間を連通管路（２４ｄ）により連通する構成とした請求項２に記載の熱電併給装置。