JP6144948B2 - 軸流圧縮機およびガスタービン設備、軸流圧縮機の運転方法 - Google Patents

Description

本発明は吸気噴霧冷却装置を備えた軸流圧縮機に関するものであり、例えば、ガスタービン圧縮機や、圧縮機〜燃焼器間に加湿装置と再生熱交換器を備えたAHATシステム用のガスタービン圧縮機に関連がある。

近年の環境問題に対する関心の高まりから、火力発電設備に対してより一層の性能向上が求められている。その中でもガスタービンは比較的単体の効率が高く、かつ熱サイクルの改良（例：蒸気タービンと組み合わせたコンバインドサイクル）によって50％以上という高い発電効率を達成可能であるため、CO2削減の一端を担うことを期待されている。

上記のガスタービンの熱サイクルの改良は継続して行われてきているが、その中の1つにHATサイクルがある。HATサイクルは圧縮機吐出空気とタービン排ガスを再生熱交換器で熱交換する再生サイクルの一種で、圧縮機と再生熱交換器の間に加湿装置を設けて再生熱交換器での回収熱量増加を図ると共に、タービン側の流量を増加させて出力増加を図るのが特徴である。さらにHATサイクルには圧縮機途中に中間冷却器も設けられており、圧縮動力の低減による性能向上効果も加わるため、通常のシンプルサイクル（ガスタービン単体）に比べて大幅な性能向上を達成可能である。ただしHATサイクルは加湿装置の水消費量が大きい点や圧縮機に中間冷却器を設置する必要がある点等の課題もある。

近年、これらのHATサイクルの課題を解消したサイクルとしてAHATシステムが提案されている。AHATシステムはHATサイクルの中間冷却器の代わりに圧縮機吸気部に液滴を噴霧する吸気噴霧冷却器を設け、かつ再生熱交換器排ガス側下流にエコノマイザと水回収装置を設けたシステムである。このような構成とすることで、HATサイクルに比べて消費水量が少なくなるため、低コストで高効率化を達成することができる。

ただし、吸気噴霧冷却器からの液滴の噴霧量が増加した場合は、圧縮機の信頼性に注意する必要がある。具体的には噴霧液滴の衝突によってエロージョンが発生したり、液滴蒸発によって翼面で流れが剥離し、失速やサージといった不安定現象が引き起こしたりする可能性がある。さらに、噴霧液滴が圧縮機外周側のケーシング壁面に付着してケーシングを冷却し、翼とケーシング間の間隙が大幅に縮小して翼とケーシングが接触する現象（ラビング）が発生する可能性もある。

上記の信頼性に影響のある現象に対する対策として、エロージョンについては翼面にコーティングを施すことが考えられる。また流れの剥離については、設計段階で剥離が発生しやすい箇所を予測しておき、その場所の翼形状（全体形状、取付角等）を変更することが考えられる。一方間隙については、圧縮機運転条件や起動からの経過時間によって刻一刻と変化しているため、この変化と噴霧による間隙縮小を考慮した噴霧量の制御を行う必要がある。この制御を行わずに間隙縮小によるラビングを回避するには、噴霧を行わない圧縮機に比べて間隙を大きく設定する必要があるが、これは噴霧を行わずに運転する場合の性能が低下するので好ましくない。

ここで、特許文献１にはAHATシステムにおけるタービン翼の間隙制御に関する技術が開示されている。特許文献１はケーシングを通過してタービン翼を冷却する冷却空気の供給元を起動時と定格運転時で切り替えることで、タービンの起動時の間隙縮小の抑制と定格時の間隙低減との両立を可能にしている。

また、特許文献２にはAHATシステムで吸気噴霧冷却を実施した際のサージ回避のための制御方法に関する技術が開示されている。特許文献２は吸気噴霧冷却時の主流温度を最終段動翼より上流側で測定し、その温度を用いて入口案内翼開度や噴霧量を調整するといった制御を行うことでサージ回避を可能にしている。

特開２００６−１１２２８２号公報 特開２０１０−４８２１３号公報

特許文献１に記載の間隙制御方法は冷却構造を持つタービン翼特有の制御方法であり、間隙の特性がタービン翼と異なる圧縮機翼に対しては適用できない。さらにタービンには噴霧液滴が流入しないため、噴霧による間隙縮小も考慮されていない。このため、吸気噴霧冷却装置を持つ軸流圧縮機に対する噴霧方法を構築する必要がある。一方、特許文献２に記載の制御方法はあくまでサージに関する信頼性確保のためであり、間隙に関する信頼性確保のためには異なる制御方法が必要となる。

ここで、圧縮機内部に噴霧液滴が流入した際の間隙の挙動については未解明の部分も多いため、ラビングに対するより高い信頼性を確保するには運転状態における間隙を計測もしくは推定する必要がある。ただし一般に、間隙を直接計測するセンサは高価であるため、コストの観点から間隙の直接計測は難しい。そこで実機の運転状態から間隙量を推定する方法が必要となる。

そこで本発明は、吸気噴霧冷却装置を持つ軸流圧縮機の吸気噴霧による間隙縮小に対する信頼性を向上させることを目的とする。

本発明は、回転軸を中心に回転するロータと前記ロータの外周に配置されたケーシングとの間に作動媒体の流路を形成し、前記ロータに取り付けられた動翼と前記ケーシングに取り付けられた静翼とによって構成される段を複数備え、前記流路を流下する作動媒体を前記回転軸に平行な方向に圧縮する軸流圧縮機において、作動媒体の流入部に液滴を噴霧する噴霧冷却装置と、前記噴霧冷却装置で噴霧する液滴の噴霧量を制御する制御装置とを備え、前記制御装置が圧縮機動力を推定する動力演算装置を備え、前記動力演算装置によって推定される圧縮機動力が定格値より少ない状態から前記噴霧装置の噴霧量を０より大きい値とすることを特徴とする。

本発明によれば、吸気噴霧冷却装置を持つ軸流圧縮機の吸気噴霧による間隙縮小に対する信頼性を向上させることができる。

本発明の第一実施例に関する軸流圧縮機と吸気噴霧冷却装置の概略図。 本発明の第一実施例の軸流圧縮機を含むガスタービンのサイクル構成図。 本発明の第一実施例における制御装置の制御方法を記載したフロー図。 本発明の第一実施例における制御装置の変形例の制御方法を記載した制御フロー図。 本発明の第一実施例における制御装置の別の変形例の制御方法を記載した制御フロー図。 本発明の第一実施例における翼先端とケーシング壁面の半径方向位置の時間履歴の模式図。 本発明の第二実施例に関する軸流圧縮機と吸気噴霧冷却装置の概略図。 本発明の第二実施例における制御装置の制御方法を記載したフロー図。 本発明の第三実施例に関する軸流圧縮機と吸気噴霧冷却装置の概略図。 本発明の第三実施例における制御装置の制御方法を記載したフロー図。

以下に説明する本発明の実施例は、回転軸を中心に回転する動翼と静止した静翼によって構成される段を複数備え、前記回転軸に平行な方向に流入空気を圧縮する軸流圧縮機に関するものであり、前記軸流圧縮機は流入部に液滴を噴霧して冷却する噴霧冷却装置、および前記噴霧冷却装置の噴霧量を制御する制御装置を備え、前記制御装置は圧縮機動力を推定する動力演算装置を備えており、前記動力演算装置によって推定される動力が定格値より少ない状態から前記噴霧装置の噴霧量を0より大きい値とすることを特徴としている。

この際、前記動力演算装置の圧縮機動力の推定に、圧縮機流入部の温度、圧力および湿度、圧縮機流出部の温度と圧力、圧縮機回転数、圧縮機吸込流量のうちのいずれか１つもしくは複数を用いることが望ましい。なお、前記圧縮機が入口案内翼を供えている場合は、前記動力演算装置の圧縮機動力の推定に、前記入口案内翼の開度を用いても良い。また、前記軸流圧縮機がガスタービンの一部である場合は、前記圧縮動力演算装置をガスタービン出力演算装置に置き換えても良い。

また、制御装置の一例として、前機動翼および静翼の先端間隙量δを推定する間隙演算装置を備えており、前記間隙演算装置によって予測された先端間隙量δが閾値δmin以下となった場合に噴霧量を減少させることを特徴とした制御装置を用いた場合について説明している。この際、前記間隙演算装置の先端間隙量δの推定に、前記間隙装置に設置された湿球温度演算装置で推定された湿球温度Twに加え、前記軸流圧縮機の主流温度Taを計測して用いるのが望ましい。なお前記主流温度Taに加え、前記軸流圧縮機外周側のケーシング温度Tcも計測して用いることができる場合は、そちらの方がより望ましい。その場合、前記湿球温度演算装置は不要となる。

以下に説明する本発明の実施例の構成によれば、前記圧縮機の動力（もしくはガスタービンの出力）が定格値に到達する前に噴霧を実施することで、圧縮機動翼を保持している軸（ロータ）側の伸びが最大値に達する前の間隙に余裕がある状態からの噴霧となるため、噴霧よる影響が顕著に現れるケーシング側が縮んでもラビングを回避した運転が可能となる。

また、前記間隙演算装置によって先端間隙量δを予測して噴霧量を制御することで、よりラビングの可能性を低減させることができる。特に、運転時の軸流圧縮機の主流温度Taや前記軸流圧縮機外周側のケーシング温度Tcを計測してδを推定することで、δの予測精度が向上して信頼性を向上させることが可能となる。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。

図１に本実施例における軸流圧縮機と吸気噴霧冷却装置の概略図を、図２に本実施例の軸流圧縮機と噴霧冷却装置を含むガスタービンのサイクル構成図を示す。まず図２において、本実施例のガスタービンサイクルは軸流圧縮機２、燃焼器３、タービン４および軸５から構成されるガスタービン本体１に加え、軸５に接続されて電力を発生する発電機６、再生熱交換器７、および加湿装置８によって構成されている。軸流圧縮機２の上流には噴霧冷却装置９が設けられている。軸流圧縮機２を通過した吐出空気は加湿装置８に供給される。

加湿装置８を通過した湿り空気は再生熱交換器７に流入し、タービン４を通過した排気ガスと熱交換して高温湿り空気となり、その後燃焼器３に流入する。燃焼器３では燃料が噴射されて高温・高圧の燃焼ガスが生成される。この燃焼ガスはタービン４を駆動した後排ガスとなって再生熱交換器７に流入し、最終的には煙突（図示せず）を経由して大気へと放出される。なお、図２には、本実施例の説明を行なうためのガスタービンサイクルとして、簡単なサイクル構成のみを例示している。実用上は再生熱交換器排ガス側出口にミストエリミネータと水回収器が設けられたりすることが多いが、そのようなサイクル構成にも当然本実施例の構造は適用可能である。

本実施例のガスタービンサイクルの具体的な動作は以下の通りとなる。作動流体である空気（圧力約0.1MPa、温度約15℃）に対し、まず吸気噴霧冷却装置９で作動流体の流量の約2％の流量の液滴が噴霧される。一部は軸流圧縮機２の入口に到達前に蒸発し、残りは軸流圧縮機２の内部で圧縮されながら蒸発する。結果として軸流圧縮機２の出口では作動流体の圧力は約2MPa、温度は約350℃となる。軸流圧縮機２を通過した作動流体は加湿装置８に流入し、そこで加湿されて温度約200℃の湿り空気となって再生熱交換器７に流入する。再生熱交換器７に流入した湿り空気は再生熱交換器７でガスタービンの排ガスと熱交換されて約450℃の高温湿り空気となる。

高温湿り空気は燃焼器３に流入し、そこで燃料が噴射され約1300℃の燃焼ガスとなる。この燃焼ガスによってタービン４が駆動され、タービン出口では圧力約0.1MPa、温度約550℃の排ガスとなる。排ガスは再生熱交換器７を通過して加湿空気と熱交換した後、最終的に大気に放出される。この際のガスタービンの出力は約70MW、回転数は約5000rpmを想定している。なお、本実施例のガスタービンとしては軸流圧縮機２とタービン４、および発電機６が1つの軸５で接続された１軸式ガスタービンを想定しているが、タービン４が高圧タービンと低圧タービンに分かれ、高圧タービンのみが圧縮機と1つの軸で接続され、低圧タービンと発電機とが別の軸で接続された２軸式ガスタービンであっても問題ない。

次に、軸流圧縮機２および噴霧冷却装置９の詳細について説明する。図１において軸流圧縮機２の流路はロータ５１およびケーシング５２によって構成されている。流路内には上流側から順に、入口案内翼２１、初段動翼２２、初段静翼２３、前段動翼２４、前段静翼２５、中間段動翼２６、中間段静翼２７、後段動翼２８、後段静翼２９、最終段動翼３０、最終段静翼３１、出口案内翼３２が設置される。図１では前段、中間段、後段の代表としてそれぞれ１段ずつ動静翼を図示しているが、もちろん複数段であっても問題ない。また、前段、中間段、後段の区別には段数などの特別な定義があるわけではないので、それぞれが何段ずつでも問題ない。さらに出口案内翼３２を本実施例では１段としているが、１段以上であっても問題ない。

軸流圧縮機２の入口部には、吸気噴霧冷却装置９が設けられている。吸気噴霧冷却装置９の噴霧水はポンプ１１から供給される。供給される噴霧水の水量は両者の間に設置されるバルブ９１によって調節され、供給水量の制御、すなわちバルブ９１の調節は制御装置１０によって行われる。本実施例では吸気噴霧冷却装置９として約8MPaの高圧水を供給することで微細液滴を噴霧する１流体ノズルを想定している。噴霧時の平均液滴径としては約15μmを想定している。ただし、同様の微細液滴の噴霧が可能であれば圧縮空気と高圧水の混合によって微細液滴を噴霧する２流体ノズルを用いても問題ない。ただし２流体ノズルを用いた場合、１流体ノズルを用いた場合に比べて圧縮空気を使用する分、全体の効率向上効果が低下する点に注意が必要である。

本実施例における制御装置１０の機能は、圧縮機運転条件取得、圧縮動力推定（ガスタービン出力推定）、噴霧条件検討の３つに大別される。このうち動力推定に関しては、制御装置１０に備えられた圧縮動力演算装置１０１ａによって行われる。なお本実施例のように軸流圧縮機がガスタービンの一部である場合は、圧縮動力演算装置１０１ａをガスタービン出力演算装置１０１ｂに置き換えても良い。

ここで、制御装置１０内における具体的な制御の流れを図３に示す。まず圧縮機の運転条件として、回転数N、吸込流量G、入口温度Ti、出口温度To、入口圧力Pi、出口圧力Po、入口案内翼開度θなどを取得する。次にこのデータの全てまたは一部を入力とし、圧縮動力演算装置１０１で圧縮動力Lcを推定する。Lcの推定方法としては、本実施例では図３に示す通り、吸込流量G、入口温度Ti、出口温度Toを用いた式(1)を用いている。
Lc = G(To-Ti)Cp （Cp：定圧比熱（定数）） …(1)

なお、Lcの推定は必ずしも式(1)を用いる必要はなく、他の入力値を用いて推定しても良い。例えば入口圧力Piと出口圧力Poを入力とした場合、定格条件の圧縮動力Lcd、入口圧力Pid、出口圧力Podを用いてLcは以下の式(2)の通りとなる。同様に、定格条件との比較から圧縮動力の推定が可能な場合は、その推定値を用いても問題ない。
Lc = Lc×（Po/Pi）×(Pid/Pod) …(2)

式(1)や(2)等で圧縮動力Lcを推定したら、次に推定した圧縮動力Lcと定格条件における圧縮動力Lcdを比較し、噴霧条件を決定する。具体的にはLcとLcdの比率が一定値α以上になった段階から噴霧を開始している。本実施例ではαを約0.5と想定しているが、0.25以上0.75以下の値であれば他の値でも問題ない。噴霧可能と判断したら制御信号をバルブ９１に送り、バルブ９１を開いて噴霧を開始する。このようにαを0.25以上0.75以下の値とし、圧縮動力Lcが圧縮動力の定格値Lcdの25％〜75％の条件に達した段階で噴霧を開始することにより、ラビングの発生をより確実に防止することができるため、軸流圧縮機の吸気噴霧による間隙縮小に対する信頼性を向上させることができる。

一方、軸流圧縮機がガスタービンの一部である場合等において、圧縮動力演算装置１０１ａがガスタービン出力演算装置１０１ｂに置き換わっている場合、制御装置１０内における制御の流れは図４の通りとなる。処理の流れは軸流圧縮機単独の場合とほぼ同様で、圧縮動力Lcの推定の代わりに出力Wの推定を行っている。なお、ガスタービン出力Wが既知の場合は図５のように出力Wの推定は省略することができる。いずれにしても、最終的には圧縮動力Lcを用いた場合と同様に、推定もしくは入力として得られた出力Wと定格条件での出力Wdとの比率が一定値αを超えた段階で噴霧を開始するような制御となる。

ここで、特許文献２には、ガスタービン出力が吸気噴霧の実施により増加して１００％に到達する様子が開示されているが、特許文献２におけるガスタービン出力１００％と本願における定格負荷（WdまたはLcd）とでは定義が異なることに注意されたい。具体的には、本願における定格負荷が吸気噴霧を実施しない条件での定格負荷を意味しているのに対し、特許文献２におけるガスタービン出力１００％とは吸気噴霧を実施した条件（吸気噴霧による出力増加分を含んだ条件）での最大出力値を指している。すなわち、特許文献２に開示されている制御方法を本願の定義に照らして考えると、定格負荷に到達した後に吸気噴霧を開始することになり、本願の制御方法とは異なるものとなっている。

本実施例のような制御方法を実行する制御装置１０を備えている場合の先端間隙に対する効果を、図６を用いて説明する。図６は翼先端とケーシング壁面の半径方向位置の時間履歴の模式図である。図６において、起動前の翼先端位置はrbi、ケーシング壁面位置はrciであり、両者の差すなわち翼端間隙δはある初期値δiとなっている。ガスタービン起動後は軸流圧縮機２の回転数が増加して無負荷定格回転数（FSNL）に到達し、その後負荷を取っていき定格負荷（FSFL）に到達する。その際、回転数および負荷の増加に伴い軸流圧縮機２の圧力比も増加してゆき、作動流体の温度も増加する。この場合のケーシングの半径方向位置rcと翼先端の半径方向位置rbは以下の式で近似される。
rc = rci + ect(Ta) …(3)
rb = rbi + ebt(t,Ta) + ebc(N) …(4)

ここで、tは起動からの経過時間である。Taは主流温度であり、本実施例では間隙を計測する段の軸方向位置（全体の何段目に位置するか）と圧縮機出入口温度To,Tiから推定する手法を想定している。また関数ect、ebt、ebcはそれぞれケーシング壁面の熱伸び、翼先端部の熱伸び、翼先端部の遠心応力による伸びの関数であり、関数の詳細は圧縮機（もしくはガスタービン）によって異なる。本実施例では事前に構造解析によって求めているが、他の手法を用いても問題ない。

なお一般に翼先端部の熱伸びに比べてケーシング壁面の熱伸びや遠心応力による翼先端の伸びは運転条件（作動流体温度、回転数）に対する感度が大幅に高いため、式(3)(4)のect、ebcでは時間tの影響は無視して考えることができる。つまりケーシング側の方が早く伸びて最大変位rcmaxに到達し、ロータ側はケーシング側より大幅に遅れて最大変位rbmaxに到達する。これを間隙の観点で考えると、FSNL時は初期間隙より大きな間隙となるが、その後減少してゆき、FSFL到達後も間隙が減少し続けた後に一定値に到達することになる。

本実施例のような制御を行わない場合、最も一般的な噴霧の制御方法は、FSFL到達直後に噴霧を開始するというものである。この場合の変位は図６の点線で示した通りである。具体的には、噴霧時のケーシングと翼先端の変化量dc、dbは以下の式(5)(6)で近似される。なお式(5)(6)において、添え字0は噴霧開始直前の値であることを表している。
dc = ect(Ta-Ta0) …(5)
db = ebt(t-t0,Ta-Ta0) …(6)

式(5)(6)は、噴霧によって主流温度が減少し、ケーシング側とロータ側の両方で変位が減少する効果を表している。ただし、伸びの場合と同様に、ロータ側に比べてケーシング側は大幅に応答が速く、噴霧直後は噴霧前より間隙が減少することになる。特に本実施例のように噴霧量が多く軸流圧縮機２の内部に液滴が到達する場合、液滴の一部が動翼に付着して遠心力でケーシング壁面に移動するため、ケーシング温度は主流温度Taではなく主流と付着液滴の平衡温度である湿球温度Twまで低下することになる。圧縮機内部では一般に湿球温度Twは主流温度Taに比べて大幅に小さい（数十度〜数百度のオーダーで異なる）ため、ケーシング側の壁面が急速に縮んでしまう。

一方、ロータ側は回転しているため付着液滴が滞留することが少なく、主流温度よりは小さいもののロータ温度が湿球温度Twまで低下することはないと考えられる。さらにロータ側は温度変化に対する応答もケーシングより鈍いので、噴霧時、特に噴霧直後は大幅に間隙が縮小する。これによって間隙が0以下になり、ラビングが発生してしまう可能性が高くなる。つまりこの場合、噴霧液滴が多量にケーシング壁面に付着するような大容量の噴霧が行えないことになる。

これに対し、本実施例のように圧縮動力やガスタービン負荷が定格値に到達する前に噴霧するという制御を実行すると、ロータ側の変位が小さい状態から噴霧を行なうこととなる。この場合、FSFL到達後からの噴霧に比べて間隙δが大きいため、ケーシング壁面が急速に縮んだ場合でもラビングを回避した運転が可能となる。即ち、本実施例のようにガスタービン出力（または圧縮機動力）が定格値より少ない状態から噴霧装置の噴霧量を0より大きい値とする制御を行うことにより、制御を行わない場合に比べ、吸気噴霧冷却装置を持つ軸流圧縮機の吸気噴霧による間隙縮小に対する信頼性を向上させることができる。

図７に本実施例における軸流圧縮機と吸気噴霧冷却装置の概略図を示す。図１に示した第一の実施例との相違は、圧縮機段間主流温度計測のため、ケーシング壁面５２に孔９２ａ〜９２ｅが設けられ、各孔に温度計測装置９３ａ〜９３ｅが露出して設けられている点、ケーシング壁面５２の温度を計測する温度計測装置９４ａ、９４ｂが設けられている点、および制御装置１０が間隙演算装置１０２を備えている点である。なお、間隙演算装置１０２内には湿球温度演算装置（図示せず）が設けられている。また、図１と重複する機器については番号を同一とし、詳細な説明は省略する。

実施例１の制御方法によって噴霧時のラビングに対する信頼性は大きく増加するものの、この方法は実際の運転中の間隙δを推定して制御しているわけではないので、必ずしもラビングを抑制できるわけではない。そこで本実施例では、実機の壁面近傍の主流温度Taを測定し、その結果を元に運転中の間隙δを推定し、噴霧量の制御を行っている。なお本実施例では主流温度Taの計測を5箇所で行っているが、入口から出口にかけて最低2箇所以上計測してあれば各段の温度を補間によって求めることができるため、2箇所以上計測してあれば良い。ただし計測点が多いほどδの予測精度は向上するので、信頼性の観点からは計測点が多いほうが望ましい。

本実施例の制御装置１０における処理の流れは図８の通りとなる。噴霧可否の判断までの制御方法は図４と同じで、ガスタービン出力を予測して定格条件の値と比較する手法を用いている。なお本実施例ではガスタービン出力を予測する手法を用いて説明しているが、実施例１で示したように圧縮機動力を推定する場合（図３）や、出力が既知の場合（図５）もほぼ同様である。

本実施例では噴霧可否の判断の後、間隙演算装置１０２において、主流温度計測装置９３ａ〜９３ｅで測定した主流温度Taを用いて間隙δを推定する。より具体的には、噴霧前（時刻t0、主流温度Ta0）のケーシングと翼先端の半径方向位置rc0、rb0を式(3)(4)から、噴霧時（時刻t、主流温度Ta、湿球温度Tw）のそれぞれの変化量dc、dbを式(5)(6)から求め、以下の式(7)を用いてδを推定している。ただし前述の通り噴霧時のケーシングの温度は主流温度Taではなく湿球温度Twになっている可能性がある。このためケーシングの変化量dc算出の際には、安全側の評価として間隙演算装置１０２に設けられた湿球温度演算装置を用い、主流温度Taと他の運転条件（圧力比等）から湿球温度Twを算出し、Taの代わりに用いている。
δ = rc0 - rb0 + (dc - db) …(7)

次に算出されたδと閾値δminとを比較する。この際δ＞δminであれば噴霧量を増加させることが可能であるため、噴霧量増加の制御信号をバルブ９１に送る。一方δ＜δminの場合はδ＞δminとなるまで噴霧量を減少させるように制御信号をバルブ９１に送る。なお、間隙の閾値δminは、噴霧時の最小間隙値として別途定義しておくのが望ましく、本実施例では約0.1mmを想定している。

上記のような制御を行うことにより、運転時に一定の間隙を確保した状態で噴霧を行うことができる。特に、噴霧量の増加によってケーシング壁面に付着する液滴量が増加してケーシング温度が湿球温度Twに近づく場合のように、急激に間隙が縮小した場合でもラビングに対する信頼性を確保することができる。

以上をまとめると、本実施例は実施例１に比べて間隙δを推定して制御を実施している分、噴霧時のラビングに対する信頼性をより向上させることができている。これによって実際の間隙値が不明の実施例１より多量の噴霧が可能となり、ガスタービン（特にAHATシステム）としての性能向上が期待できる。さらに本実施例における間隙推定方法は、数点温度計測を追加することで実施可能なので、実際に間隙を測定する方法に比べてコストがかからないという長所もある。

図９に本実施例における軸流圧縮機と吸気噴霧冷却装置の概略図を示す。図７に示した実施例２との相違は、ケーシング壁面５２の温度を計測する温度計測装置９４ａ、９４ｂを追加している点である。図７と重複する機器については番号を同一とし、詳細な説明は省略する。なお本実施例ではケーシング温度Tcの計測を2箇所で行っているが、入口から出口にかけて最低2箇所以上計測してあれば各段の温度を補間によって求めることができるため、2箇所以上計測してあれば良い。ただし計測点が多いほどδの予測精度は向上するので、信頼性の観点からは計測点が多いほうが望ましい。

本実施例における制御装置１０における処理の流れは図１０の通りとなる。実施例２との相違は、間隙δの推定に、ケーシングの半径方向位置rcや噴霧時の変化量dcを主流温度Taや湿球温度Twではなくケーシング温度Tcを用いる点である。実施例２では、噴霧前のケーシング温度を主流温度Taと、噴霧後のケーシング温度を湿球温度Twとそれぞれ仮定して間隙δを推定していた。このため実際の温度降下量に比べて温度降下量を過大評価し、実際の噴霧可能量よりも少ない量しか噴霧できない可能性があった。一方、本実施例では実際のケーシング温度Tcを計測しているため、前述のケーシング温度降下量の過大評価による噴霧量の減少という問題を抑制することが可能となる。さらに実施例２で必要だった間隙演算装置１０２内の湿球温度演算装置も不要となるため、間隙演算装置１０２も簡略化できる。

以上をまとめると、本実施例は実施例２に比べて間隙δの推定精度が向上する分、噴霧時のラビングに対する信頼性を保ちつつより多量の噴霧が可能となり、ガスタービン（特にAHATシステム）としての性能向上が期待できる。また実施例２同様、本実施例における間隙推定方法は温度計測の追加のみなので、実際に間隙を測定する方法に比べてコストがかからないという長所もある。

なお、吸気噴霧冷却器は、AHATシステムに限らず、近年多くのガスタービン用軸流圧縮機に適用され始めている。適用目的としてはガスタービンの弱点である、吸気温度の高い夏場の出力低下に対する対策であることが多い。吸気噴霧冷却器を軸流圧縮機に適用すると、吸気温度の低下による出力増加（吸気冷却効果）と、噴霧液滴の圧縮機内部での蒸発による動力低減効果（中間冷却効果）の両方が得られてガスタービンとしての出力が大幅に増加する。そのため、上述の各実施例で説明した軸流圧縮機をガスタービン設備に適用することにより、ラビングに対する信頼性を保ちつつ多量の噴霧が可能となり、信頼性を維持しつつ夏場のガスタービン設備としての出力低下を防止することができる

ただし、通常のガスタービン設備の軸流圧縮機に吸気噴霧冷却器を適用したとしても、圧縮機出口温度の低下により燃料消費量も増加するので、必ずしもガスタービン全体の熱効率が向上するとは限らない。

しかしながら、吸気噴霧冷却器をAHATシステムに適用した場合は、圧縮機出口温度が低下しても、その下流部の加湿装置によって飽和湿り空気となった後に再生熱交換器を通過して燃焼器に流入するため、吸気噴霧時でも顕著な燃料消費量の増加は発生しない。このため、AHATシステムでは吸気噴霧によって全体の効率が向上する。なお効率向上量は噴霧量が多いほど顕著となるため、AHATシステムでは通常のガスタービン圧縮機に比べて吸気噴霧冷却器からの噴霧量が多くなるという特徴がある。そのため、上述の各実施例で説明した軸流圧縮機をAHATシステムに適用することにより、ガスタービン設備としての効率も向上させることができる。

１ ガスタービン
２ 圧縮機
３ 燃焼器
４ タービン
５ 軸
６ 発電機
７ 再生熱交換器
８ 加湿装置
９ 吸気噴霧冷却装置
１０ 制御装置
１１ 給水ポンプ
２１ 入口案内翼
２２、２４、２６、２８、３０ 圧縮機動翼
２３、２５、２７、２９、３１ 圧縮機静翼
３２ 出口案内翼
５１ 圧縮機ロータ
５２ 圧縮機ケーシング
９１ バルブ
９２ａ〜９２ｅ 孔
９３ａ〜９３ｅ、９４ａ、９４ｂ 温度計測装置
１０１ａ 圧縮動力演算装置
１０１ｂ 出力演算装置
１０２ 間隙演算装置

Claims (10)

1. 回転軸を中心に回転するロータと前記ロータの外周に配置されたケーシングとの間に作動媒体の流路を形成し、前記ロータに取り付けられた動翼と前記ケーシングに取り付けられた静翼とによって構成される段を複数備え、前記流路を流下する作動媒体を前記回転軸に平行な方向に圧縮する軸流圧縮機において、
   作動媒体の流入部に液滴を噴霧する噴霧冷却装置と、前記噴霧冷却装置で噴霧する液滴の噴霧量を制御する制御装置とを備え、
   前記制御装置が圧縮機動力を推定する動力演算装置を備え、前記動力演算装置によって推定される圧縮機動力が定格値より少ない状態から前記噴霧冷却装置の噴霧量を０より大きい値とすることを特徴とする軸流圧縮機。
2. 請求項１に記載の軸流圧縮機において、
   前記制御装置が、前記動翼と前記ケーシングとの間隙または前記静翼と前記ロータとの間隙の少なくとも一方を先端間隙量δとして推定する間隙演算装置を備え、前記間隙演算装置によって予測された先端間隙量δが閾値δmin以下となった場合に前記噴霧冷却装置で噴霧する液滴の噴霧量を減少させることを特徴とする軸流圧縮機。
3. 請求項２に記載の軸流圧縮機において、
   前記流路を流下する作動媒体の温度を主流温度Taとして計測する主流温度計測手段を備え、
   前記制御装置が、前記流路の湿球温度Twを推定する湿球温度演算装置を備え、前記間隙演算装置の先端間隙量δの推定に、前記湿球温度演算装置で推定された湿球温度Twおよび前記主流温度計測手段で計測した主流温度Taを用いることを特徴とする軸流圧縮機。
4. 請求項２に記載の軸流圧縮機において、
   前記軸流圧縮機の主流温度Taを計測する主流温度計測手段と、前記ケーシングの温度Tcを計測するケーシング温度計測手段とを備え、
   前記間隙演算装置が先端間隙量δの推定に、前記主流温度計測手段で計測した主流温度Taおよび前記ケーシング温度計測手段で計測したケーシング温度Tcを用いることを特徴とする軸流圧縮機。
5. 空気を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機によって圧縮される空気と燃料を燃焼させて燃焼ガスを生成する燃焼器と、前記燃焼器で生成される燃焼ガスにより駆動されるタービンとを備えたガスタービン設備であって、
   前記圧縮機として請求項１から４のいずれか一項に記載の軸流圧縮機を備えたことを特徴とするガスタービン設備。
6. 空気を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機によって圧縮される空気と燃料を燃焼させて燃焼ガスを生成する燃焼器と、前記燃焼器で生成される燃焼ガスにより駆動されるタービンと、前記タービンから排出された排気ガスを前記圧縮機から前記燃焼器に供給される圧縮空気と熱交換する再生熱交換器と、前記圧縮機で圧縮した圧縮空気に湿分を供給する加湿装置とを備えたガスタービン設備であって、
   前記圧縮機として請求項１から４のいずれか一項に記載の軸流圧縮機を備えたことを特徴とするガスタービン設備。
7. 請求項５または６に記載のガスタービン設備において、
   前記動力演算装置の圧縮機動力の推定に、圧縮機流入部の温度、圧力および湿度、圧縮機流出部の温度と圧力、圧縮機回転数、圧縮機吸込流量のうちのいずれか１つもしくは複数を用いることを特徴とするガスタービン設備。
8. 請求項５または６に記載のガスタービン設備において、
   前記軸流圧縮機は初段動翼の上流側に吸込流量を調節する入口案内翼を供えており、
   前記動力演算装置の圧縮動力の推定に、圧縮機流入部の温度、圧力および湿度、圧縮機流出部の温度と圧力、圧縮機回転数、圧縮機吸込流量、入口案内翼開度のうちのいずれか１つもしくは複数を用いることを特徴とするガスタービン設備。
9. 請求項５から８のいずれか一項に記載のガスタービン設備において、
   前記制御装置が、前記動力演算装置に換えてガスタービン設備の出力を演算する出力演算装置を備え、前記出力演算装置によって推定される出力が定格値より少ない状態から前記噴霧冷却装置の噴霧量を０より大きい値とすることを特徴とするガスタービン設備。
10. 回転軸を中心に回転するロータと前記ロータの外周に配置されたケーシングとの間に作動媒体の流路を形成し、前記ロータに取り付けられた動翼と前記ケーシングに取り付けられた静翼とによって構成される段を複数備え、前記流路を流下する作動媒体を前記回転軸に平行な方向に圧縮する軸流圧縮機の運転方法において、
    圧縮機動力を推定し、推定した前記圧縮機動力が定格値より少ない状態から、作動媒体の流入部に設けられた噴霧冷却装置による液滴の噴霧量を０より大きい値とすることを特徴とする軸流圧縮機の運転方法。