JP4900479B2 - Gas turbine power generation facility and starting method thereof - Google Patents
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Description
本発明は、遠心圧縮機と半径流タービンの組み合わせにより構成されたガスタービン発電設備及びその起動方法に関する。 The present invention relates to a gas turbine power generation facility constituted by a combination of a centrifugal compressor and a radial flow turbine, and a starting method thereof.
最近、数十から数百kWのガスタービンを用いて発電機を運転するガスタービン発電設備の市場投入や新規開発が進んでいるが、発電出力が100kW以下の設備では、発電機を駆動するガスタービン部分に遠心圧縮機と半径流タービンを組み合わせた構造を採用している場合が多い。 Recently, gas turbine power generation equipment that operates a generator using a gas turbine of several tens to several hundred kW has been put on the market and new development has progressed. However, in equipment with a power output of 100 kW or less, the gas that drives the generator In many cases, the turbine portion employs a structure in which a centrifugal compressor and a radial flow turbine are combined.
このような構造から成るガスタービン発電設備を起動する場合、エヌ・ティー・エス、マイクロガスタービンの開発動向と将来展望、(2001年)、第161頁から第162頁において記載されているように、まず発電機をモータとして使用して、システム全体の圧力バランスを安定状態に保ちながら燃焼器で安定して着火できる着火回転数(定格回転数の25%)まで昇速した後、そのまま着火回転数に保持して着火する。着火を確認した後、さらにシステム全体の圧力バランスを安定状態に保ちながら定格回転数まで昇速する起動方法が一般的である。 When starting up a gas turbine power generation facility having such a structure, as described in NTS, Micro Gas Turbine Development Trends and Future Prospects, (2001), pages 161-162. First, the generator is used as a motor, the temperature is increased to an ignition speed (25% of the rated speed) that can be stably ignited by the combustor while maintaining the stable pressure balance of the entire system, and then the ignition speed is maintained. Hold on the number and ignite. After confirming the ignition, the starting method is generally to increase the speed to the rated speed while maintaining the pressure balance of the entire system in a stable state.
また、このような構造から成るガスタービン発電設備において発電出力を大容量化するためには、半径流タービンの出力を増大する必要があり、必然的にタービンホイールの外径を大きくすることとなる。これに対して、圧縮機は、圧縮機を駆動するための消費動力を低減する必要があり、圧縮機インペラの外径は必要な圧力比を満足する範囲で出来るだけ小さくすることが求められる。結果として、発電出力を大容量化すると、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差(タービンホイール外径>圧縮機インペラ外径)が大きくなる。 Further, in order to increase the power generation output in the gas turbine power generation facility having such a structure, it is necessary to increase the output of the radial turbine, and inevitably increase the outer diameter of the turbine wheel. . On the other hand, the compressor needs to reduce the power consumption for driving the compressor, and the outer diameter of the compressor impeller is required to be as small as possible within a range that satisfies the required pressure ratio. As a result, when the power generation output is increased, the difference in outer diameter between the compressor impeller and the turbine wheel (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter) increases.
上記従来技術のように、発電出力の大容量化に伴い圧縮機インペラとタービンホイールの外径差がある程度より大きくなると、タービン入口温度がほぼ常温で、かつ定格流量に対して少ない空気流量でのモータリング運転となる起動時において、昇速するのに従い遠心圧縮機が、半径流タービンのポンプ動作に打ち勝って空気をタービン側へ送り込むことが困難となり、システム全体の圧力バランスを安定状態に保てなくなる現象が起こる。その結果、回転数の増加に見合った空気流量の増加が得られなくなり、従来技術に記載した着火回転数である定格回転数の25%まで昇速できなくなる問題点があった。 As in the above prior art, when the outer diameter difference between the compressor impeller and the turbine wheel becomes larger than a certain level as the power generation output increases, the turbine inlet temperature is almost normal and the air flow rate is less than the rated flow rate. At the start of motoring operation, as the speed increases, it becomes difficult for the centrifugal compressor to overcome the pump operation of the radial flow turbine and to feed air to the turbine side, so that the pressure balance of the entire system can be kept stable. The phenomenon of disappearing occurs. As a result, there is a problem that the increase in the air flow rate corresponding to the increase in the rotational speed cannot be obtained, and the speed cannot be increased to 25% of the rated rotational speed that is the ignition rotational speed described in the prior art.
本発明の目的は、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差(タービンホイール外径>圧縮機インペラ外径)を大きくして大容量化を図った場合でも、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら着火・起動できるガスタービン発電設備およびその起動方法を提供することにある。 The object of the present invention is to maintain a stable pressure balance of the entire system even when a large capacity is achieved by increasing the outer diameter difference between the compressor impeller and the turbine wheel (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter). It is an object to provide a gas turbine power generation facility that can be ignited and started while maintaining the temperature and a starting method thereof.
上記目的を達成するための、本発明ガスタービン発電設備は、遠心圧縮機と半径流タービンを組み合わせた構造を適用したガスタービン発電設備において、発電出力を大容量化するため、タービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比を1.15以上とする構造にし、定格回転数に対して10%の回転数で着火する。 In order to achieve the above object, the gas turbine power generation equipment of the present invention is a gas turbine power generation equipment to which a structure combining a centrifugal compressor and a radial flow turbine is applied. The compressor impeller outer diameter ratio is set to 1.15 or more, and ignition is performed at a rotational speed of 10% of the rated rotational speed.
また、空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンとを備えたガスタービン発電設備において、遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を1.15以上に構成し、発電機を冷却する空気、或いは前記遠心圧縮機へ流入する空気とは別系統で外部より該遠心圧縮機へ空気を導くよう設けたラインの空気を、モータリング運転による起動時に前記遠心圧縮機のアシスト空気として供給するラインを設けた。A gas comprising a centrifugal compressor that compresses air, a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor, and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In the turbine power generation facility, the outer diameter ratio of the centrifugal compressor impeller and the radial flow turbine wheel is set to 1.15 or more, and the air for cooling the generator or the air flowing into the centrifugal compressor is a separate system. A line was provided for supplying air from the outside to the centrifugal compressor as assist air for the centrifugal compressor at the time of startup by motoring operation.
本発明によれば、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差(タービンホイール外径>圧縮機インペラ外径)を大きくして大容量化を図った場合でも、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら着火・起動できるガスタービン発電設備およびその起動方法を提供することが可能となる。According to the present invention, even when the outer diameter difference (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter) between the compressor impeller and the turbine wheel is increased to increase the capacity, the pressure balance of the entire system is stable. It is possible to provide a gas turbine power generation facility that can be ignited / started while maintaining the temperature and a starting method thereof.
以下、本発明の実施例を図面を用いて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
本発明に関わるガスタービン発電設備の一実施例(第1の実施例)について図1を用いて詳細に説明する。図1は本発明に関わるガスタービン発電設備における発電機を駆動するガスタービン部分の断面図である。 An embodiment (first embodiment) of a gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG . FIG. 1 is a cross-sectional view of a gas turbine portion that drives a generator in a gas turbine power generation facility according to the present invention.
本実施例におけるガスタービン発電設備は、100kWを超える発電出力を有し、特に発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用した場合の実施例である。本実施例におけるガスタービン発電設備において、特に発電機を駆動するガスタービン部分に着目し、空気の流れに従い、機器構成およびその動作について説明する。 The gas turbine power generation facility in the present embodiment has a power generation output exceeding 100 kW, and in particular, when a structure in which a single-stage centrifugal compressor and a single-stage radial flow turbine are combined is applied to the gas turbine portion that drives the generator. This is an example. In the gas turbine power generation facility in the present embodiment, focusing on the gas turbine portion that drives the generator, the equipment configuration and the operation thereof will be described according to the air flow.
大気中より流入した空気21は、ガスタービン回転軸と一体に組み立てられた遠心圧縮機の動翼である圧縮機インペラ1により昇圧され、遠心圧縮機の静翼であるディフューザ2に流入する。ここで、ディフューザ2は圧縮機ケーシング3あるいは圧縮機背板4のどちらかと一体構造を成すものとする。空気21は、ディフューザ2を周方向外向きに通過する際に、さらに減速されて静圧回復した後、約4〜5気圧、約200℃の高圧空気22となる。高圧空気22は、図示しないスクロールへ導かれてさらに静圧回復した後、図示しない燃焼器に流入する。ここで、スクロールを出た高圧空気22を、場合によっては図示しない再生熱交換器に導き、タービンの排気ガスとの熱交換により余熱した後に、図示しない燃焼器へ流入させても良い。
高圧空気22は、図示しない燃焼器において、燃焼ガスと混合・燃焼により、約4〜5気圧、約1000℃の高温ガス23となる。
The high-
高温ガス23は、半径流タービンの静翼であるノズル5に流入し、流路断面積の縮小に伴い加速される。ここで、ノズル5はタービン背板7あるいはタービンシェル8のどちらかと一体構造を成すものとする。加速された高温ガス23は、ガスタービン回転軸と一体に組み立てられた半径流タービンの動翼であるタービンホイール6に流入し、膨張してタービンホイール6に回転エネルギーを与えて高温低圧ガス24となり、図示しない排気ディフューザに導かれてさらに静圧回復した後に大気中へ排気される。ここで、排気ディフューザを出た高温低圧ガス24を、場合によっては図示しない再生熱交換器に導き、圧縮機の吐出空気である高圧空気22との熱交換をして温度を下げた後に、大気中へ排気しても良い。
The
本実施例のように、発電出力が100kWを超える大容量化に対応してタービン出力を増大するには、半径流タービンの場合、ノズルにより加速された流体がタービンホイールへ衝突することで発生する回転トルクを大きくするため、タービンホイールの外径を大きくすることが一般的である。 In the case of a radial flow turbine, in order to increase the turbine output in response to the increase in the power generation output exceeding 100 kW as in this embodiment, the fluid accelerated by the nozzle collides with the turbine wheel. In order to increase the rotational torque, it is common to increase the outer diameter of the turbine wheel.
これに対し、発電出力が100kWを超える大容量化に対応して遠心圧縮機の消費動力を低減するには、回転に費やす消費動力を低減するため、圧縮機インペラの外径は必要な圧力比を満足する範囲で出来るだけ小さくすることが求められる。結果として、発電出力を大容量化すると、必然的にタービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の外径差が大きくなる。本実施例では、タービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.15以上となっている。
On the other hand, in order to reduce the power consumption of the centrifugal compressor in response to the increase in power generation output exceeding 100 kW, the outer diameter of the compressor impeller is required to reduce the power consumption for rotation. Is required to be as small as possible within the range that satisfies the above. As a result, when the power generation output is increased in capacity, the difference between the outer diameters of the turbine wheel
上記のガスタービン発電設備を従来技術で起動する場合は、系統からの外部電力やバッテリー電力を使用してガスタービン回転軸をモータリング運転し、定格回転数の約25%相当の着火回転数まで昇速することが必要になるが、本実施例のようにタービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.15以上になると、システム全体の圧力バランスが不安定となる現象が生じ起動できなくなる。
When starting the above gas turbine power generation facility with the prior art, motoring operation of the gas turbine rotating shaft using external power from the system or battery power up to an ignition speed equivalent to about 25% of the rated speed Although it is necessary to increase the speed, if the diameter ratio of the turbine wheel
このシステム全体の圧力バランスが不安定となる現象について図2を用いて説明する。図2は発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用したガスタービン発電設備を、着火しないモータリング運転により昇速したときのタービンと圧縮機それぞれの回転数に対する圧力変化を示したものである。ここで、タービンの圧力はノズル入口で定義した圧力であり、圧縮機の圧力は圧縮機スクロール出口で定義した圧力とする。 A phenomenon in which the pressure balance of the entire system becomes unstable will be described with reference to FIG . FIG. 2 shows a turbine when a gas turbine power generation facility in which a structure in which a single-stage centrifugal compressor and a single-stage radial flow turbine are combined is applied to a gas turbine section that drives a generator is accelerated by motoring operation without ignition. The pressure change with respect to the rotational speed of each of the compressor and the compressor is shown. Here, the turbine pressure is the pressure defined at the nozzle inlet, and the compressor pressure is the pressure defined at the compressor scroll outlet.
モータリングによる起動時は、タービン入口温度がほぼ常温で、かつ定格流量に対して少ない空気流量での運転となるため、タービンは本来の動作と異なるポンプ動作となる。昇速するに従いタービンのポンプ動作はその強さを増し、タービン入口圧力と圧縮機吐出圧力が均衡してシステム全体の圧力バランスを安定状態に保てなくなるため、遠心圧縮機がタービン側へ空気を送り込むことが困難となる。結果として回転数の増加に見合った空気流量の増加が得られなくなり、ある回転数以上に昇速させることができなくなってしまう。 At the time of start-up by motoring, since the turbine inlet temperature is almost normal temperature and the operation is performed with an air flow rate smaller than the rated flow rate, the turbine operates in a pump operation different from the original operation. As the speed increases, the pump operation of the turbine increases, and the turbine inlet pressure and the compressor discharge pressure balance and the pressure balance of the entire system cannot be kept stable. It becomes difficult to send in. As a result, an increase in the air flow rate corresponding to the increase in the rotational speed cannot be obtained, and the speed cannot be increased beyond a certain rotational speed.
すなわち、図2に示すように、起動直後におけるタービン入口圧力と圧縮機吐出圧力の関係は「タービン入口圧力<圧縮機吐出圧力」の状態にあるが、ある回転数NSに達すると、「タービン入口圧力=圧縮機吐出圧力」(このときの圧力をP1とする)となる。そして、それ以上昇速すると「タービン入口圧力>圧縮機吐出圧力」と相互の圧力の大小関係が逆転して、空気流量が減少する状態になってしまい、それ以上昇速できなくなる。 That is, as shown in FIG. 2, although the relationship between the compressor discharge pressure and turbine inlet pressure immediately after starting in a state of "turbine inlet pressure <compressor discharge pressure", reaches a certain rotational speed N S, "Turbine “Inlet pressure = compressor discharge pressure” (the pressure at this time is P 1 ). When the speed is further increased, the magnitude relationship between the “turbine inlet pressure> compressor discharge pressure” and the mutual pressure is reversed, and the air flow rate is reduced.
次に、タービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比と、圧力P1、空気流量及び着火回転数の関係について、図3を用いて説明する。 Next, the relationship among the diameter ratio between the turbine wheel outer diameter and the compressor impeller outer diameter, the pressure P 1 , the air flow rate, and the ignition rotation speed will be described with reference to FIG .
図3においてタービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が増加するに従い、圧力P1は2次曲線的に低下し、その圧力P1における空気流量(すなわち、回転数Nsにおける空気流量)も減少する。ただし、タービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.15付近より小さくなると、圧力P1における空気流量に関しては、圧力P1の減少幅が小さくなるのに伴い、流量の減少幅も小さくなる。これに対し、着火回転数における空気流量は、図3に示すように燃焼器の着火できる流量範囲で制限されるため、「圧力P1における空気流量≧着火回転数における空気流量」でなければ着火できないことになる。本実施例のガスタービン発電設備は、タービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.15以上であり、「圧力P1における空気流量>着火回転数における空気流量」の条件をクリアするためには、定格回転数の10%の運転点まで引き下げて定格空気流量の5%の空気流量Gsで着火する必要がある。
In FIG. 3 , as the diameter ratio between the turbine wheel
なお、タービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.2以上になると、後述するように、圧縮機がタービンのポンプ動作に打ち勝って空気をタービン側へ送り込むことができるように、外部から噴霧水やアシスト空気を圧縮機入口へ送り込むことで圧力P1における空気流量を増加し、着火回転数における空気流量を上回る手段が必要となる。
When the diameter ratio between the turbine wheel
定格空気流量の5%が得られる定格回転数の10%の運転点で安定して着火することができるガスタービン燃焼器の一例としては、例えば国際公開公報WO2005/059442A1が挙げられる。図4にその縦断面図を示す。 An example of a gas turbine combustor that can be ignited stably at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained is, for example, International Publication WO2005 / 059442A1. FIG. 4 shows a longitudinal sectional view thereof.
図4に示した燃焼器は、大きく分けてパイロットバーナ31,燃焼器ライナー32,燃焼器エンドカバー33,燃焼器外筒34によって構成されている。
The combustor shown in FIG. 4 is roughly composed of a
パイロットバーナ31は、ガスタービン発電設備の起動に関わる着火を担うバーナであり、第1次燃料ノズル43の周囲に、旋回羽41を有する旋回通路46を設けている。また、この旋回通路46には、その内部に燃焼用空気を導入する第1次空気導入孔42が形成されている。この第1次空気導入孔42は円周方向8箇所に持っている。
The
燃焼器ライナー32は燃焼室を構成する部品であり、燃焼器出口ガス温度分布を平滑化するための円周方向6箇所に設けた希釈孔52および円周方向3箇所に設けた第2次空気導入孔53を持ち、図示しないタービンとの連絡部品であるトランジッションピースに対してスプリングシール51で取り合っている。
The
図示しない圧縮機から導かれた燃焼用空気は、燃焼器ライナー32と燃焼器外筒34の間の空間を流れ、その一部の燃焼用空気は円周方向6箇所に設けた希釈孔52、円周方向3箇所に設けた第2次空気導入孔53から燃焼室内に流入する。また、残りの燃料用空気は、円周方向8箇所に設けた第1次空気導入孔42から旋回通路46に流入し、旋回羽41により所定の旋回を与えられた後、燃焼器ライナー32の内側を流れる。そして、燃焼室内部で発生した燃焼ガスは、図示しないタービンとの連絡部品であるトランジッションピースへ流出する。
Combustion air guided from a compressor (not shown) flows in a space between the
燃料は図面下側中央に位置する第1次燃料ノズル43および図面中央の第2次燃料ノズル61にそれぞれ独立して供給され、第1次燃料噴孔44および第2次燃料噴孔62から燃焼室内に噴出する。全ての燃料は直接燃焼室に向けて噴射されており、燃焼室外で燃料と空気が混在する予混合器のような部品がないため、原理的に自発火あるいは逆火といった事故は生じない。
The fuel is supplied independently to the
パイロットバーナ31は通常の拡散燃焼方式を採用している。ガスタービン発電設備において、着火時を除いて空気流量が十分に確保できる場合には、第1次空気導入孔42から旋回通路46に流入し旋回羽41により所定の旋回を与えられた第1次燃焼用空気71は旋回通路46出口から燃焼室に入って急拡大するため、燃焼器頭部の第1次燃料ノズル43下流に循環流領域を形成する。この循環流領域に対して第1次燃料ノズル43端面に開口した第1次燃料噴孔44から燃料を噴射し、拡散燃焼を行わせる。
The
一方、第2次空気導入孔53から燃焼室内に噴出する第2次空気72には、第2次空気導入孔53と同じ位置に設置した第2次燃料ノズル61から放射状に燃料が噴射される。但し、第2次燃料噴射直後は第2次空気72が燃焼室に突入する流速が大きく、また周囲の燃焼ガスとの剪断が強いために、燃焼反応が始まってもすぐに火炎が吹き消えてしまい、第2次燃料ノズル61近傍では火炎保持しないので第2次燃料ノズル61や燃焼器ライナー32壁面近傍には局所的な高温領域が現れず、信頼性確保の観点からも有利である。
On the other hand, in the
このガスタービン燃焼器を定格空気流量の5%が得られる定格回転数の10%の運転点で着火する場合、第1次燃焼用空気71は、第1次空気導入孔42から旋回通路46に流入し旋回羽41により所定の旋回を与えられ、旋回通路46出口から燃焼室に入って急拡大するが、流速が遅いため燃焼器頭部の第1次燃料ノズル43下流に循環流領域を形成するには至らず、燃焼器ライナー32内を下流側へ向かう。
When this gas turbine combustor is ignited at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained, the
この下流側へ向かう第1次燃焼用空気71は、周方向3箇所の第2次空気導入孔53から燃焼器ライナー32内に噴出した第2次空気72と、燃焼器ライナー32中心軸近傍で互いに衝突して内向き流れの循環流91となり、淀み領域を形成する。この淀み領域内では流速は低下し充分に伝播火炎が維持できる条件となるため、第1次燃焼用空気71中に投入された第1次燃料81は、上記の内向き流れの循環流91内で燃焼反応を開始し、着火に至る。
The
また、本実施例において、燃料は第1次燃料ノズル43にのみ供給し、第1次燃料噴孔44から燃焼器ライナー32内へ噴出するが、第1次燃焼用空気71と混合した段階では、空気流量が少ないため燃料過多の着火性が悪い状態である。
Further, in this embodiment, the fuel is supplied only to the
しかし、燃焼器ライナー32内下流で周方向3箇所の第2次空気導入孔53から燃焼器ライナー32内に噴出した第2次空気72と、燃焼器ライナー32中心軸近傍で互いに衝突して淀み領域を形成する段階では、第2次空気72により希釈され着火性が良好な状態に至る。
However, the
定格空気流量の5%が得られる定格回転数の10%の運転点で着火するためには、第2次空気42の噴流が燃焼器ライナー32の中心軸近傍までパイロットバーナ31の燃焼ガス流を横切って貫通し、第2次空気72の噴流が相互に衝突して淀み領域を形成し、循環流領域を形成することが安定して着火する観点から重要である。
In order to ignite at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained, the jet of the
第2次空気72の噴出流速を確保し、かつ第2次空気72の噴流が燃焼器ライナー32の中心軸近傍まで貫通することを確保するためには、燃焼器ライナー2断面で定義する平均空気流速に対する第2次空気42の噴流の流速の比を約3倍以上に設計することが適当であり、燃焼器ライナー32の表面積に対する開口部面積の比率を20〜30%、燃焼器の全圧損失係数を40〜50の間で設計することが望ましい。
In order to ensure the jet velocity of the
なお、着火時における燃焼温度は、タービン入口温度が上がるとタービン本来の動作がポンプ動作を上回り、圧縮機がタービン側へ送り込む空気流量が増加する現象に着目し、システム全体の圧力バランスが不安定な状態での空気流量から、着火回転数に見合った本来の空気流量まで回復する温度以上かつ機器に昇温によるダメージを与えない温度以下とする。 Note that the combustion temperature at the time of ignition is unstable in the pressure balance of the entire system, focusing on the phenomenon that if the turbine inlet temperature rises, the original operation of the turbine exceeds the pump operation, and the flow rate of air that the compressor sends to the turbine increases. From the air flow rate in a normal state to a temperature that recovers to the original air flow rate commensurate with the number of revolutions of ignition and a temperature that does not damage the equipment due to temperature rise.
本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法の別の実施例(第2の実施例)について図5を用いて詳細に説明する。本実施例におけるガスタービン発電設備の構造および起動方法は第2の実施例と同様であるため重複する説明は割愛する。本実施例が第1の実施例と異なる点は、定格空気流量の5%が得られる定格回転数の10%の運転点で着火する際の、燃焼器の着火方法である。図5は、国際公開公報WO2005/059442A1に記載の従来技術に関わるガスタービン用燃焼器の縦断面図であり、機器構成およびその動作は図4と全く同様であるため、ここでは説明を割愛する。 Another embodiment (second embodiment) of the method for starting the gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG . Since the structure and starting method of the gas turbine power generation facility in the present embodiment are the same as those in the second embodiment, overlapping description will be omitted. The difference between the present embodiment and the first embodiment is the ignition method of the combustor when ignition is performed at an operating point of 10% of the rated speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained. FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a gas turbine combustor related to the prior art described in International Publication No. WO2005 / 059442A1, and the equipment configuration and the operation thereof are exactly the same as those in FIG. .
このガスタービン燃焼器を定格空気流量の5%が得られる定格回転数の10%の運転点で安定して着火する運用方法の別の実施例を以下に説明する。なお、前に述べた実施例と重複する説明は割愛する。 Another embodiment of the operation method for stably igniting this gas turbine combustor at the operating point of 10% of the rated speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained will be described below. In addition, the description which overlaps with the Example described previously is omitted.
このガスタービン燃焼器を定格空気流量の5%が得られる定格回転数の10%の運転点で着火する場合、第1次燃焼用空気71は、流速が遅いため燃焼器頭部の第1次燃料ノズル43下流に循環流領域を形成するには至らず、燃焼器ライナー32内を下流側へ向かう。この下流側へ向かう第1次燃焼用空気71は、周方向3箇所の第2次空気導入孔53から燃焼器ライナー2内に噴出した第2次空気42と、燃焼器ライナー2中心軸近傍で互いに衝突して外向き流れの循環流92となり、淀み領域を形成する。この淀み領域に向けて第2次空気導入孔53と同じ位置に設置した第2次燃料ノズル61から放射状に第2次燃料82を噴射すると、これらの淀み領域における外向き流れの循環流92内では、流速が低下し充分に伝播火炎が維持できる条件となるため、第2次燃料82は第1次燃焼用空気71および第2次空気72と混合し、上記の循環流内で燃焼反応を開始し、着火に至る。
When this gas turbine combustor is ignited at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained, the
また、本実施例において、燃料は第2次燃料ノズル61にのみ供給し、第2次燃料噴孔62から燃焼器ライナー32内へ噴出するが、周方向3箇所の第2次空気導入孔53から燃焼器ライナー32内に噴出した第2次空気72のみと混合した段階では、空気流量が少ないため燃料過多の着火性が悪い状態である。
Further, in this embodiment, the fuel is supplied only to the
しかし、燃焼器ライナー32内上流から流出して来る第1次燃焼用空気71と、燃焼器ライナー32中心軸近傍で互いに衝突して淀み領域を形成する段階では、第1次燃焼用空気71により希釈され着火性が良好な状態に至る。なお、着火時における燃焼温度は、第1の実施例で述べたのと同様に設定するものとする。
However, at the stage where the
本発明に関わるガスタービン発電設備において第1あるいは第2の実施例に述べた起動方法を実施した場合と、比較対象として従来技術に関わる起動方法で本発明に関わるガスタービン設備を起動できたと仮定した場合の着火回転数に至るまでの消費電力を比較した概念図を図6に示す。ここでの本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法を実施した場合の着火回転数は、定格回転数の10%を想定した。これに対し、従来技術に関わる起動方法でガスタービン設備を起動した場合は、エヌ・ティー・エス、マイクロガスタービンの開発動向と将来展望、(2001年)、第161頁から第162頁において論じられた起動方法に基づき、着火回転数を定格の25%と想定した。なお、着火時のタービン入口温度はエヌ・ティー・エス、マイクロガスタービンの開発動向と将来展望、(2001年)、第161頁から第162頁において論じられた起動方法に基づき、従来技術および本発明に関わる技術とも同一条件で比較するため400℃を想定した。 Assuming that the gas turbine power generation facility according to the present invention can be started by the start-up method according to the prior art as a comparison object when the start-up method described in the first or second embodiment is performed in the gas turbine power generation facility according to the present invention. The conceptual diagram which compared the power consumption until it reaches the ignition rotation speed in the case of doing is shown in FIG . Here, the ignition rotation speed when the gas turbine power generation facility startup method according to the present invention was implemented was assumed to be 10% of the rated rotation speed. On the other hand, when the gas turbine equipment is started by the start-up method related to the prior art, it will be discussed in NTS, Development Trends and Future Prospects of Micro Gas Turbine, (2001), pages 161 to 162. Based on the startup method provided, the ignition rotation speed was assumed to be 25% of the rating. The turbine inlet temperature at the time of ignition is based on the startup method discussed in NTS, Development Trends and Future Prospects of Micro Gas Turbine, (2001), pages 161 to 162. 400 ° C. was assumed for comparison with the technology related to the invention under the same conditions.
図6からわかるように、従来技術に関わる起動方法でガスタービン設備を起動した場合の消費電力は、ガスタービンの空気との回転摩擦損失により回転数の3乗に比例して増加し、着火回転数において図6中(2)の値となる。これに対し、本実施例に関わるガスタービン用燃焼器の運用方法を実施してガスタービン設備を着火した場合の消費電力は、従来技術に関わる着火回転数においても図6中(1)の値へ減少する。これは、本発明に関わる着火回転数から従来技術に関わる着火回転数までの領域は、タービン入口温度が400℃と高温であるためタービン本来の動作となることと、高温により空気の密度が減少した分だけタービンの回転摩擦損失も小さくなることにより、消費電力が従来技術より図6中(A)の分だけ削減できるためである。
As can be seen from FIG. 6, the power consumption when the gas turbine equipment is started by the start-up method related to the prior art increases in proportion to the third power of the rotation speed due to the rotational friction loss with the air of the gas turbine, and the ignition rotation The numerical value is the value of (2) in FIG . On the other hand, the power consumption when the gas turbine equipment is ignited by implementing the operation method of the gas turbine combustor according to the present embodiment is the value of (1) in FIG. To decrease. This is because the turbine inlet temperature is as high as 400 ° C. in the region from the ignition speed related to the present invention to the ignition speed related to the prior art, and the air density decreases due to the high temperature. by becoming only rotational friction losses in the turbine is small and the amount, the power consumption is due to be reduced by the amount of the
本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法の別の実施例(第3の実施例)について図7を用いて詳細に説明する。本実施例におけるガスタービン発電設備は、数十から数百kWの発電出力を有し、特に発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用した場合の実施例である。本実施例におけるガスタービン発電設備のガスタービン部分は、その機器構成が図1に示した断面図と同様であり、重複する説明は割愛する。本実施例のガスタービン発電設備は、少流量で着火できる燃焼器や再生熱交換器を備え付ける必要は必ずしも無い。 Another embodiment (third embodiment) of the method for starting the gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG . The gas turbine power generation facility in the present embodiment has a power generation output of several tens to several hundreds kW, and in particular, a structure in which a single stage centrifugal compressor and a single stage radial flow turbine are combined with a gas turbine portion that drives the generator. This is an example in the case of applying. The gas turbine portion of the gas turbine power generation facility in the present embodiment has the same device configuration as that of the cross-sectional view shown in FIG. 1 , and will not be described again. The gas turbine power generation facility of this embodiment does not necessarily need to be provided with a combustor or a regenerative heat exchanger that can be ignited with a small flow rate.
図7において、タービンホイール6は、圧縮機インペラ1だけでなく、ガスタービン回転軸と一体に組み立てられた永久磁石9を有する発電機ロータも駆動する。駆動された発電機ロータは発電機ステータ10と電磁場を形成し発電する。ただし、駆動エネルギーの全てが発電力にはならず、数%はロスとなり発電機ステータ10が加熱する。本実施例では、発電機ステータ10が過度に加熱しないよう、外部より発電機冷却空気25を発電機ケーシング11と発電機ステータ10の間に導入するようになっている。発電機冷却空気25は発電機ステータ10を冷却しながら、発電機ケーシング11と発電機ステータ10の間に設けられた冷却流路を通過し、発電機冷却後空気26として大気中より流入する空気21と合流して(空気21の流量>発電機冷却空気25の流量=発電機冷却後空気26の流量)圧縮機インペラ1へ流入する。
In FIG. 7 , the
本実施例のガスタービン発電設備を着火回転数までモータリング運転で昇速して起動する場合、タービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.15以上の組み合わせでもタービンのポンプ動作に打ち勝って圧縮機からタービン側へ空気を送り込み易くするため、最終的に圧縮機インペラ1へ空気21と供に流入する発電機冷却空気25を圧縮機のアシスト空気として使用し、圧縮機からタービン側へ送り込む空気量を増加する。その際、発電機冷却空気25は、システム全体の圧力バランスが安定な状態での着火回転数に見合った空気流量まで流量が回復するよう、通常より加圧して流量を増加して送り込む。着火後は通常の発電機ステータ10の冷却に必要な流量まで減少しても良いが、着火回転数までシステム全体の圧力バランス不安定により不足する流量分を把握しておき、その不足流量分をアシスト空気として最初から発電機冷却空気25に追加しておけば、着火回転数までは加圧して冷却空気流量を増加するといった冷却空気送付圧力の切替動作が発生しないで済む。
In the case where the gas turbine power generation facility of this embodiment is started up by motoring operation up to the ignition rotation speed, even if the diameter ratio of the turbine wheel
なお、本実施例において、アシスト空気として発電機冷却空気25を使用しなくても、外部より圧縮機インペラ1へ直接導入するよう別系統としても良い。
In the present embodiment, the
本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法の別の実施例(第4の実施例)について図8を用いて詳細に説明する。本実施例におけるガスタービン発電設備は、数十から数百kWの発電出力を有し、特に発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用した場合の実施例である。本実施例におけるガスタービン発電設備のガスタービン部分は、その機器構成が図1に示した断面図と同様であり、重複する説明は割愛する。本実施例のガスタービン発電設備は、少流量で着火できる燃焼器や再生熱交換器を備え付ける必要は必ずしも無い。 Another embodiment (fourth embodiment) of the method for starting the gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG . The gas turbine power generation facility in the present embodiment has a power generation output of several tens to several hundreds kW, and in particular, a structure in which a single stage centrifugal compressor and a single stage radial flow turbine are combined with a gas turbine portion that drives the generator. This is an example in the case of applying. The gas turbine portion of the gas turbine power generation facility in the present embodiment has the same device configuration as that of the cross-sectional view shown in FIG. 1 , and will not be described again. The gas turbine power generation facility of this embodiment does not necessarily need to be provided with a combustor or a regenerative heat exchanger that can be ignited with a small flow rate.
図8に示すように、本実施例のガスタービン発電設備の圧縮機は、圧縮機インペラ入口に直接水噴霧する水噴霧装置12を設置している。本実施例のガスタービン発電設備を着火回転数までモータリング運転で昇速して起動する場合、タービンホイール外径16と圧縮機インペラ外径15の径比が1.15以上の組み合わせでもタービンのポンプ動作に打ち勝って圧縮機からタービン側へ空気を送り込み易くするため、圧縮機インペラ入口へ水噴霧することにより圧縮機効率を改善し、圧縮機の吐出圧力を昇圧する。その際、噴霧する水の量はシステム全体の圧力バランスが安定な状態での着火回転数に見合った空気流量まで流量が回復するまで増加していく。ここで、噴霧する水の量を増加してもシステム全体の圧力バランスが安定化して空気流量が増加する効果が得られなくなった場合は、第3の実施例に述べたようにアシスト空気を圧縮機入口へ導入するなどの手段を補助的に追加して、圧力バランスの安定化を図る。または、第1および第2の実施例に述べたように少流量で着火できる燃焼器を備えておき、着火回転数を定格回転数の25%相当より下げる手段を追加することで着火・起動することもできるが、水噴霧することにより、水噴霧しない場合よりも着火回転数を下げる幅が小さくて済む。
As shown in FIG. 8 , the compressor of the gas turbine power generation facility of the present embodiment is provided with a
ここまで、本発明に関わるガスタービン発電設備のようにタービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比が1.15以上になると、従来技術の起動方法では起動できないといった内容の説明を述べてきたが、この構造には定格運転時のスラストを小さくできるというメリットも有している。 Up to this point, the description has been made that the conventional startup method cannot be started when the diameter ratio of the turbine wheel outer diameter to the compressor impeller outer diameter is 1.15 or more as in the gas turbine power generation facility according to the present invention. However, this structure also has the advantage that the thrust during rated operation can be reduced.
遠心圧縮機と半径流タービンの遠心ターボ機械の組み合わせにより構成するガスタービン発電設備において、タービン入口温度を上げて発電出力を定格に向けて増加していくと、タービンノズルでの高温ガスの加速が促進され、タービンホイール入口の静圧は低下していく。これに対し、圧縮機はタービン入口温度が上がるに連れて設計点に近づくので圧力比が大きくなり、圧縮機インペラ出口の静圧も上昇する。結果として、定格運転時には、タービンホイールから圧縮機インペラ側へ押す方向のスラストが発生することになる。この定格運転時のスラストを小さくするには、タービンホイール外径を大きくすることでタービンホイールの受圧面積を広くすれば良いので、すなわちタービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比が1.15以上と大きくすることが有効ということになる。 In a gas turbine power generation facility consisting of a combination of a centrifugal compressor and a centrifugal turbomachine of a radial flow turbine, if the turbine inlet temperature is raised and the power generation output is increased toward the rating, acceleration of hot gas at the turbine nozzle will increase. As a result, the static pressure at the turbine wheel inlet decreases. On the other hand, since the compressor approaches the design point as the turbine inlet temperature rises, the pressure ratio increases and the static pressure at the compressor impeller outlet also rises. As a result, during rated operation, thrust is generated in the direction of pushing from the turbine wheel to the compressor impeller side. In order to reduce the thrust during the rated operation, it is only necessary to increase the pressure receiving area of the turbine wheel by increasing the outer diameter of the turbine wheel. That is, the ratio of the turbine wheel outer diameter to the compressor impeller outer diameter is 1. It is effective to increase it to 15 or more.
本発明によれば、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差(タービンホイール外径>圧縮機インペラ外径)を大きくして大容量化を図った場合でも、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら着火・起動できるガスタービン発電設備およびその起動方法を提供することが可能となる。 According to the present invention, even when the outer diameter difference (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter) between the compressor impeller and the turbine wheel is increased to increase the capacity, the pressure balance of the entire system is stable. It is possible to provide a gas turbine power generation facility that can be ignited / started while maintaining the temperature and a starting method thereof.
1 圧縮機インペラ1 Compressor impeller
2 ディフューザ2 Diffuser
3 圧縮機ケーシング3 Compressor casing
4 圧縮機背板4 compressor back plate
5 ノズル5 nozzles
6 タービンホイール6 Turbine wheel
7 タービン背板7 Turbine back plate
8 タービンシェル8 Turbine shell
15 圧縮機インペラ外径15 Compressor impeller outer diameter
16 タービンホイール外径16 Turbine wheel outer diameter
31 パイロットバーナ31 Pilot burner
32 燃焼器ライナー32 Combustor liner
33 燃焼器エンドカバー33 Combustor end cover
34 燃焼器外筒34 Combustor cylinder
Claims (8)
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を1.15以上に構成し、
定格回転数に対して10%の回転数で着火することを特徴とするガスタービン発電設備。Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In equipment,
The ratio of the outer diameter of the centrifugal compressor impeller and the radial turbine wheel is set to 1.15 or more ,
A gas turbine power generation facility that ignites at a rotational speed of 10% of a rated rotational speed .
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を1.15以上に構成し、
定格回転数に対して10%の回転数で着火することを特徴とするガスタービン発電設備。A centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor; and a centrifugal compressor impeller; In a gas turbine power generation facility comprising a generator driven by a gas turbine rotating shaft integrally assembled with a radial flow turbine wheel,
The ratio of the outer diameter of the centrifugal compressor impeller and the radial turbine wheel is set to 1.15 or more ,
A gas turbine power generation facility that ignites at a rotational speed of 10% of a rated rotational speed .
前記燃焼器は、燃焼室を形成する筒状の燃焼器ライナーと、該燃焼器ライナーの外周部側に前記燃焼器ライナーと隙間を介して設けた外筒と、前記燃焼器ライナーの一端に設けられ燃焼室内に燃料を噴出する第1次燃料ノズルと、該第1次燃料ノズルから燃焼室内に噴射された燃料に空気を供給する第1次空気導入ノズルと、前記燃焼器ライナーの周壁に設けられ、前記外筒との間隙から案内される燃焼用空気を前記燃焼室内に導入する第2次空気導入孔と、該第2次空気導入孔と対向する位置の外筒に設けられ、前記第2次空気導入孔から前記燃焼室内に燃料を直接噴射する第2次燃料ノズルとを備え、前記第2次空気導入孔と第2次燃料ノズルを前記第1次燃料ノズルによる火炎の先端部に対応した位置に設置し、前記第2次空気導入孔から前記燃焼室に導入する空気と燃料を前記第1次燃料のノズルからの燃焼ガスと衝突させて循環流を形成し、前記第2次空気導入孔から燃焼室内に導入された空気と燃料を前記燃焼ガスと混合させ、前記燃料を緩慢に酸化させるように構成したことを特徴とするガスタービン発電設備。In the gas turbine power generation facility according to claim 1,
The combustor is provided with a cylindrical combustor liner forming a combustion chamber, an outer cylinder provided on the outer peripheral side of the combustor liner with a gap between the combustor liner, and one end of the combustor liner. It is a primary fuel nozzle for injecting fuel into the combustion chamber, a first air induction nozzles for supplying air to the fuel injected into the combustion chamber from the first fuel nozzle, the peripheral wall of the combustor liner A secondary air introduction hole for introducing combustion air guided from a gap with the outer cylinder into the combustion chamber, and an outer cylinder at a position facing the secondary air introduction hole, A secondary fuel nozzle for directly injecting fuel from the secondary air introduction hole into the combustion chamber, and the secondary air introduction hole and the secondary fuel nozzle are connected to a front end of a flame formed by the primary fuel nozzle. The secondary air introduction hole is installed at a position corresponding to The air and fuel introduced into the combustion chamber collide with the combustion gas from the nozzle of the primary fuel to form a circulating flow, and the air and fuel introduced into the combustion chamber through the secondary air introduction hole A gas turbine power generation facility configured to mix with the combustion gas and oxidize the fuel slowly.
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を1.15以上に構成し、
発電機を冷却する空気、或いは前記遠心圧縮機へ流入する空気とは別系統で外部より該遠心圧縮機へ空気を導くよう設けたラインの空気を、モータリング運転による起動時に前記遠心圧縮機のアシスト空気として供給するラインを設けたことを特徴としたガスタービン発電設備。 Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In equipment,
The ratio of the outer diameter of the centrifugal compressor impeller and the radial turbine wheel is set to 1.15 or more,
Cooling the the generator air, or a line of air provided as the air flowing into the centrifugal compressor for guiding the air to the centrifugal compressor from outside on a separate line, of the centrifugal compressor at startup by motoring operation A gas turbine power generation facility provided with a line for supplying assist air.
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を1.15以上に構成し、
定格回転数に対して10%の回転数で着火することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In the startup method of equipment,
The ratio of the outer diameter of the centrifugal compressor impeller and the radial turbine wheel is set to 1.15 or more,
A starting method for a gas turbine power generation facility, characterized in that ignition is performed at a rotational speed of 10% with respect to a rated rotational speed.
発電機を冷却する空気、或いは前記遠心圧縮機へ流入する空気とは別系統で外部より該遠心圧縮機へ空気を導くよう設けたラインの空気を、モータリング運転による起動時に前記遠心圧縮機のアシスト空気として供給することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。Air for cooling the generator or air in a line separate from the air flowing into the centrifugal compressor so as to guide the air from the outside to the centrifugal compressor is supplied to the centrifugal compressor at the start-up by motoring operation. A starting method for a gas turbine power generation facility, characterized in that it is supplied as assist air.
着火時における燃焼温度をシステム全体の圧力バランスが安定な状態に見合った空気流量にまで回復する温度以上かつ機器に昇温によるダメージを与えない温度以下とすることを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。The gas turbine power generation facility is characterized in that the combustion temperature at the time of ignition is not less than the temperature at which the entire system pressure balance is restored to a state where the pressure balance of the system is stable and not more than the temperature at which the equipment is not damaged by temperature rise. starting method.
着火する前に、前記遠心圧縮機へ流入する空気に、システム全体の圧力バランスが安定な状態に見合った空気流量に回復するまでの水量を噴霧することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。Before starting ignition, the air flowing into the centrifugal compressor is sprayed with an amount of water until the air flow rate is restored to match the stable pressure balance of the entire system. .
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