JP6415122B2 - Combined cycle equipment - Google Patents
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Description
本発明は、コンバインドサイクル設備に関するものである。 The present invention relates to a combined cycle facility.
例えば、ガスタービン(G/T)コンバインドサイクル効率を向上させるために、ガスタービンからの燃焼排ガスを有効利用するための排熱回収ボイラが用いられている。この排熱回収ボイラ(Heat Recovery Steam Generator:HRSG)は、ガスタービン等の排熱発生源から排出される高温の燃焼排ガスを利用して蒸気を生成する装置であり、例えば、排熱回収ボイラで生成した蒸気を蒸気タービン(S/T)に供給し、発電機を駆動させるガスタービンコンバインドサイクル(Gas Turbine Combined Cycle:GTCC)発電プラントなどにおいて広く用いられている(特許文献1及び2)。
For example, in order to improve the efficiency of a gas turbine (G / T) combined cycle, an exhaust heat recovery boiler for effectively using combustion exhaust gas from the gas turbine is used. This heat recovery steam generator (HRSG) is a device that generates steam using high-temperature combustion exhaust gas discharged from an exhaust heat generation source such as a gas turbine. For example, an exhaust heat recovery boiler The generated steam is widely used in a gas turbine combined cycle (GTCC) power plant that supplies a steam turbine (S / T) to drive a generator (
しかしながら、従来の排熱回収ボイラでは、高温の燃焼排ガスからの熱回収を複数段の例えば高圧・中圧・低圧の各節炭器、蒸発器、過熱器及び再熱器等を用いて、臨界圧以下の温度で熱回収しているので、燃焼排ガスの温度降下線とピンチポイントに至らないよう熱交換を行っていた。また再熱器での再熱も温度が600℃程度での再熱しかできない、という問題がある。 However, in a conventional exhaust heat recovery boiler, heat recovery from high-temperature combustion exhaust gas is performed using multiple stages such as high-pressure, medium-pressure, and low-pressure economizers, evaporators, superheaters, and reheaters. Since heat was recovered at a temperature below the pressure, heat exchange was performed so as not to reach the temperature drop line and pinch point of the combustion exhaust gas. In addition, there is a problem that reheating in the reheater can only be performed at a temperature of about 600 ° C.
よって、ガスタービン入口温度が例えば1500℃級の高圧・高温の場合においてもガスタービン効率(%LHV)が60%程度であった。なお、ガスタービン入口温度を例えば1700℃に上昇させる場合には、タービン冷却技術、遮熱コーティング技術、耐熱材料技術等の様々な障壁がある、という問題がある。 Therefore, the gas turbine efficiency (% LHV) was about 60% even when the gas turbine inlet temperature was a high pressure / high temperature of, for example, 1500 ° C. class. In addition, when raising the gas turbine inlet temperature to 1700 degreeC, for example, there exists a problem that there are various barriers, such as a turbine cooling technique, a thermal barrier coating technique, and a heat-resistant material technique.
よって、入口温度が例えば1500℃級のガスタービン設備であってもシステム効率の向上を図るシステムの出現が切望されている。 Therefore, the appearance of a system for improving the system efficiency is eagerly desired even in a gas turbine facility having an inlet temperature of, for example, 1500 ° C. class.
本発明は、前記問題に鑑み、ガスタービンコンバインドサイクルのサイクル効率の向上を図ることができるコンバインドサイクル設備を提供することを課題とする。 This invention makes it a subject to provide the combined cycle equipment which can aim at the improvement of the cycle efficiency of a gas turbine combined cycle in view of the said problem.
上述した課題を解決するための本発明の第1の発明は、空気を圧縮する空気圧縮機と、前記空気圧縮機で圧縮された圧縮空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、前記燃焼器からの高温・高圧の燃焼ガスにより駆動されるパワータービンとを備えたガスタービンと、前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスからの熱エネルギーを用いて超臨界水ラインにより供給される超臨界水と熱交換する第1熱交換部と、前記第1熱交換部からの第1蒸気により駆動される高圧蒸気タービンと、前記高圧蒸気タービンを駆動した後の排気蒸気を、前記燃焼排ガスからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第2熱交換部と、再加熱した第2蒸気により駆動される低圧蒸気タービンと、を備えたことを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 A first aspect of the present invention for solving the above-described problems includes an air compressor that compresses air, a combustor that combusts compressed air and fuel compressed by the air compressor, and the combustor. A gas turbine having a power turbine driven by high-temperature and high-pressure combustion gas and heat exchange with supercritical water supplied by a supercritical water line using thermal energy from the combustion exhaust gas driving the power turbine A first heat exchanging section, a high-pressure steam turbine driven by the first steam from the first heat exchanging section, and exhaust steam after driving the high-pressure steam turbine is heated by heat energy from the combustion exhaust gas. The combined cycle facility includes a second heat exchanging unit that exchanges and reheats, and a low-pressure steam turbine that is driven by the reheated second steam.
第2の発明は、第1の発明において、前記第1熱交換部と、前記第2熱交換部とが、各々独立していると共に、前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスを第1燃焼排ガスと第2燃焼排ガスとに分岐する分岐部と、前記第1燃焼排ガスを用い、前記第1熱交換部で熱交換すると共に、第2燃焼排ガスを用い、前記第2熱交換部で熱交換することを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 According to a second invention, in the first invention, the first heat exchange unit and the second heat exchange unit are independent from each other, and the combustion exhaust gas that has driven the power turbine is referred to as the first combustion exhaust gas. Using the first flue gas to branch to the second flue gas and exchanging heat at the first heat exchanging unit and using the second flue gas to exchange heat at the second heat exchanging unit It is in a combined cycle facility characterized by
第3の発明は、第1又は2の発明において、前記第2熱交換部の後流側に、該第2熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスと前記超臨界水の一部とを間接熱交換する第3熱交換部を備えることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the invention, on the downstream side of the second heat exchange section, the combustion exhaust gas after heat exchange in the second heat exchange section and a part of the supercritical water In the combined cycle facility, a third heat exchanging unit for indirectly exchanging heat is provided.
第4の発明は、第1又は2の発明において、前記第2熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスを、前記第1熱交換部へ導入する導入ラインを備えることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 4th invention is the 1st or 2nd invention, Comprising: The combined line characterized by including the introduction line which introduce | transduces the said combustion exhaust gas after heat-exchanging in the said 2nd heat exchange part to the said 1st heat exchange part Cycle equipment.
第5の発明は、第1の発明において、前記第1熱交換部と、前記第2熱交換部とが、一つの排熱回収装置内に並列して設けられることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 According to a fifth invention, in the first invention, the first heat exchanging part and the second heat exchanging part are provided in parallel in one exhaust heat recovery device, and the combined cycle equipment It is in.
第6の発明は、第5の発明において、前記第1熱交換部と、前記第2熱交換部とが、前記燃焼排ガスを分岐する分岐用仕切部により仕切られていることを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 In a sixth aspect based on the fifth aspect, the first heat exchange portion and the second heat exchange portion are partitioned by a branching partition portion that branches the combustion exhaust gas. Cycle equipment.
第7の発明は、第1乃至6のいずれか一つの発明において、前記低圧蒸気タービンからの第3水蒸気中の水分を凝縮する復水器と、前記復水器で凝縮した復水を臨界圧以上に昇圧する昇圧ポンプと、を備え、前記昇圧ポンプで昇圧された超臨界水を、前記第1熱交換部に供給することを特徴とするコンバインドサイクル設備にある。 According to a seventh invention, in any one of the first to sixth inventions, a condenser for condensing moisture in the third steam from the low-pressure steam turbine, and a condensate condensed in the condenser are converted to a critical pressure. The combined cycle facility includes a booster pump that boosts the pressure and supplies supercritical water boosted by the booster pump to the first heat exchange unit.
本発明によれば、ガスタービンからの燃焼排ガスを分岐して第1燃焼排ガスと第2燃焼排ガスとし、一方の第1燃焼排ガスを用いて超臨界水排熱回収ボイラで超臨界水と熱回収し、ここで得られた第1蒸気を高圧蒸気タービンで動力を回収した後、その排気蒸気を第2燃焼排ガスで熱回収して第2蒸気として、低圧蒸気タービンで動力を回収している。これによって、超臨界水排熱回収ボイラにおける排熱回収の蒸気効率を極めて高くすることができる。この結果、コンバインドサイクルでのサイクル効率の向上を図ることができる。 According to the present invention, the combustion exhaust gas from the gas turbine is branched into the first combustion exhaust gas and the second combustion exhaust gas, and the supercritical water and heat recovery are performed in the supercritical water exhaust heat recovery boiler using the first combustion exhaust gas. Then, after recovering the motive power of the first steam obtained here by the high-pressure steam turbine, the exhaust steam is heat-recovered by the second combustion exhaust gas, and the power is recovered by the low-pressure steam turbine. Thereby, the steam efficiency of the exhaust heat recovery in the supercritical water exhaust heat recovery boiler can be made extremely high. As a result, the cycle efficiency in the combined cycle can be improved.
以下に添付図面を参照して、本発明の好適な実施例を詳細に説明する。なお、この実施例により本発明が限定されるものではなく、また、実施例が複数ある場合には、各実施例を組み合わせて構成するものも含むものである。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. In addition, this invention is not limited by this Example, Moreover, when there exists multiple Example, what comprises combining each Example is also included.
図1−1は、実施例1に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。図1−2は、実施例1に係るコンバインドサイクル設備の温度・圧力条件の一例を示した概略図である。
図1−1に示すように、本実施例に係るコンバインドサイクル設備10Aは、空気(大気)11を圧縮する空気圧縮機12と、空気圧縮機12で圧縮された圧縮空気11Aと燃料13とを燃焼する燃焼器14と、燃焼器14からの高温・高圧の燃焼ガス15により駆動されるパワータービン16とを備えたガスタービン17と、パワータービン16を駆動し、燃焼排ガス排出ラインL4で排出される燃焼排ガス18を分岐して第1燃焼排ガス18Aと第2燃焼排ガス18Bとする分岐部19と、分岐された第1燃焼排ガス18Aからの熱エネルギーを用いて超臨界水ラインL10により供給される超臨界水21と熱交換する第1排熱回収部(第1熱交換部20A)22と、第1排熱回収部22からの第1蒸気23により駆動される高圧蒸気タービン24と、高圧蒸気タービン24を駆動した後の排気蒸気25を、分岐した第2燃焼排ガス18Bからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第2排熱回収部(第2熱交換部20B)26と、再加熱した第2蒸気27により駆動される低圧蒸気タービン28と、を備えている。
FIG. 1-1 is a schematic diagram of a combined cycle facility according to the first embodiment. FIG. 1-2 is a schematic diagram illustrating an example of a temperature / pressure condition of the combined cycle facility according to the first embodiment.
As illustrated in FIG. 1A, the combined
本実施例では、さらに低圧蒸気タービン28からの第3蒸気29中の水分を凝縮して復水とする復水器30と、復水器30で凝縮した復水31を臨界圧以上に昇圧する昇圧ポンプ32と、を備えており、昇圧ポンプ32で昇圧された超臨界水21を、超臨界水ラインL10により第1排熱回収部22に供給している。
In the present embodiment, the
なお、図1中、符号29は第3蒸気、30は第3の蒸気29を復水する復水器、31は復水、32は昇圧ポンプ、G1、G2はガスタービン(G/T)17及び蒸気タービン24、28に連結され発電する発電機、L1は空気導入ライン、L2は圧縮空気供給ライン、L3は燃焼ガス供給ライン、L4は燃焼排ガス排出ライン、L11は高圧蒸気タービン24からの高圧排気蒸気25を供給する第1蒸気ライン、L12は第2蒸気27を低圧蒸気タービン28へ供給する第2蒸気ライン、L13は低圧蒸気タービン28からの低圧排気蒸気29を供給する第3蒸気ライン、L21は第1排熱回収部22からの第1燃焼排ガス41Aを排出する第1排気ライン、L22は第2排熱回収部26からの第2燃焼排ガス41Bを排出する第2排気ライン、41Cは合流排ガス、42は煙突を各々図示する。
In FIG. 1,
ガスタービン17は、空気圧縮機12と、燃焼器14と、パワータービン16とを備えており、空気圧縮機12で外部から導入された空気11を圧縮して、高温・高圧とした圧縮空気11Aは燃焼器14側に導かれる。燃焼器14では、この高温・高圧の圧縮空気11Aに、燃料13を噴射して燃焼させて高温(例えば1500℃)の燃焼ガス15を発生させる。燃焼ガス15はパワータービン16へ噴射され、パワータービン16で高温高圧の燃焼ガス15が持つ熱エネルギーを回転エネルギーに変換する。この回転エネルギーによって同軸の空気圧縮機12が駆動され、空気圧縮機12を駆動した残りの回転エネルギーによって発電機G1が駆動されて電力を発生する。
The
次に、パワータービン16を駆動した燃焼排ガス18は、その熱エネルギーを回収するため分岐部19で分岐され、第1排熱回収部22と第2排熱回収部26とへ導かれる。
Next, the
本実施例では、パワータービン16からの燃焼排ガス18を分岐部19で分岐し、
燃焼排ガス排出ラインL4A及び燃焼排ガス排出ラインL4Bを介して第1排熱回収部22及び第2排熱回収部26に、第1燃焼排ガス18Aと第2燃焼排ガス18Bとをそれぞれ供給している。
In this embodiment, the
The first
そして、第1排熱回収部22の第1熱交換部20Aでは、超臨界水21と第1燃焼排ガス18Aとを熱交換し、第1蒸気23を得ている。この得られた第1蒸気23で高圧蒸気タービン24を駆動している。
And in the 1st
この高圧蒸気タービン24からの排気蒸気25は、第1蒸気ラインL11を介して、第2排熱回収部26に導入され、第2熱交換部20Bにおいて、第2燃焼排ガス18Bと熱交換して第2蒸気27を得ている。この第2蒸気27で低圧蒸気タービン28を駆動している。
また、本実施例では、第2排熱回収部26において、第2熱交換部20Bで熱交換した後の第3燃焼排ガス18Cを用いて、昇圧ポンプ32により超臨界水21とした一部21aを超臨界水ラインL10aにより第2排熱回収部26内に供給し、第3排熱回収部である第3熱交換部20Cとして、熱交換している。この熱交換後の超臨界水21bは、第1排熱回収部22内の超臨界水ラインL10に合流させている。
これにより第2熱交換後の第3燃焼排ガス18Cを有効利用することができる。
In the present embodiment, the second exhaust
Thereby, the third
よって、本実施例のコンバインドサイクル設備10Aでは、第1熱交換部20Aである第1排熱回収部22と、第2熱交換部20Bである第2排熱回収部26と第3熱交換部20Cである第3排熱回収部の3つの熱交換部20A〜20Cにより排熱回収装置を構成している。ここで、第2排熱回収部26内には第2熱交換部20Bの後流側に第3熱交換部20Cを設置している。なお、この第3熱交換部20Cは必要に応じて省略してもよい。
Therefore, in the combined
ここで、第1排熱回収部22は、給水の臨界圧力より高い圧力で、運転されるボイラである。水の場合、臨界圧力22.064MPa(218.3気圧)及び臨界温度374.2℃において、臨界点という特殊な状態をとる。
Here, the 1st waste
臨界圧力以下の圧力で、液体の水を温めてゆくと、一部が蒸気(気体)になって、気泡となり、液体と気体が共存する状態となる。これに対し、臨界圧力以上の圧力(超臨界圧)では、この液体と気体が共存する状態とならず、水(液体)に熱を加えてゆくと、臨界温度374.2℃付近で、一瞬にして全体が蒸気(気体)になる。すなわち、水の中に気泡の状態(共存領域)が存在しないものとなる。 When liquid water is warmed at a pressure equal to or lower than the critical pressure, a part of the liquid becomes vapor (gas) and becomes bubbles, and the liquid and gas coexist. On the other hand, when the pressure is higher than the critical pressure (supercritical pressure), the liquid and the gas do not coexist, and when heat is applied to the water (liquid), the critical temperature is about 374.2 ° C. The whole becomes steam (gas). That is, there is no bubble state (coexistence region) in the water.
よって、ボイラの構造としては、従来の水蒸気発電に蒸気を供給する臨界圧以下のボイラでは、気水分離のためのドラム(高圧ドラム、中圧ドラム、低圧ドラム)が必要であったが、超臨界水排熱回収ボイラは、ドラムが不要となる貫流ボイラとなる。 Therefore, as a boiler structure, a conventional sub-critical pressure boiler that supplies steam to steam power generation requires a drum for high-pressure separation (high-pressure drum, medium-pressure drum, low-pressure drum). The critical water exhaust heat recovery boiler is a once-through boiler that does not require a drum.
図4は、燃焼排ガスの温度降下線と従来の臨界圧以下の排熱回収ボイラの給水温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
図5は、燃焼排ガスの温度降下線と本実施例の第1排熱回収部の超臨界水温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
FIG. 4 is a graph showing the relationship between the temperature and enthalpy in the temperature drop line of the combustion exhaust gas and the conventional feed water temperature rise line of the exhaust heat recovery boiler below the critical pressure.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between the temperature and the enthalpy in the temperature drop line of the combustion exhaust gas and the supercritical water temperature rise line of the first exhaust heat recovery unit of the present embodiment.
図4に示すように、従来のドラムを有する排熱回収ボイラでは、燃焼排ガスの温度降下線と給水の温度上昇線とが略平行とはならず、屈曲したエンタルピー線となり、複数(図4では3か所)のピンチポイントが近接し、これ以上熱回収ができないものとなる。
これに対して、図5に示すように、本実施例のように、超臨界水21を用いて熱回収して第1蒸気23を得る場合には、燃焼排ガス18Aの温度降下線と略平行した比較的フラットなエンタルピー線となるので、第1排熱回収部22で熱回収し易いものとなる。
As shown in FIG. 4, in the exhaust heat recovery boiler having a conventional drum, the temperature drop line of the combustion exhaust gas and the temperature rise line of the feed water are not substantially parallel, but become bent enthalpy lines, The three pinch points are close to each other, and no more heat can be recovered.
On the other hand, as shown in FIG. 5, when the
この結果、本実施例のように、超臨界水21で熱回収することでエンタルピー線が排ガス温度降下線と略リニアな関係でもって温度が上昇することとなる。
As a result, as in this embodiment, heat recovery with the
ただし、第1排熱回収部22のみでは、従来のような蒸気の再加熱をすることはできないので、このままでは熱回収効率が低いものとなる。
However, since only the first exhaust
そこで、本実施例では、第1排熱回収部22で得られた第1蒸気23を高圧蒸気タービン24で動力を回収した後、その排気蒸気25を第1蒸気ラインL11により、第2排熱回収部26内に供給し、第2熱交換部20Bで、分岐した燃焼排ガス18Bと熱交換させて、第2蒸気27を再加熱するようにしている。
また、この得られた第2蒸気27を低圧蒸気タービン28で動力を回収している。
Accordingly, in this embodiment, after the
Further, the power of the obtained
図6は、燃焼排ガスの温度降下線と本実施例の第2排熱回収部の給水及び蒸気温度上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
図6に示すように、本実施例のように、排気蒸気25を用いて熱回収して第2蒸気27を得る場合には、分岐した燃焼排ガス18Bの温度降下線と略平行した比較的フラットなエンタルピー線となるので、第2排熱回収部26の第2熱交換部20Bでは熱回収し易いものとなる。
FIG. 6 is a relationship diagram of temperature and enthalpy in the temperature drop line of the combustion exhaust gas and the feed water and steam temperature rise lines of the second exhaust heat recovery unit of the present embodiment.
As shown in FIG. 6, when the
これによって、第2排熱回収部26における排熱回収の蒸気効率を極めて高くすることができる。
すなわち、排気蒸気25自体を、第2排熱回収部26の第2熱交換部20Bにおいて、分岐した他方の燃焼排ガス18Bを用いて再加熱させることができるので、コンバインドサイクルでのサイクル効率の向上を図ることができる。
Thereby, the steam efficiency of the exhaust heat recovery in the second exhaust
That is, the
また、図6に示すように、本実施例のように、第2排熱回収部26の後段側の第3熱交換部20Cにおいて、第2熱交換部20Bで熱回収した後の第3燃焼排ガス18Cを用いて分岐した超臨界水21の一部21aを熱交換しているので、第3燃焼排ガス18Cの温度降下線と略平行した比較的フラットなエンタルピー線となり、第3熱交換部20Cで熱回収し易いものとなる。
Further, as shown in FIG. 6, as in the present embodiment, in the third
このように、本実施例では、燃焼排ガス18を分岐して第1燃料排ガス18Aと第2燃焼排ガス18Bとし、並列に設置された第1排熱回収部22と第2排熱回収部26とに各々導入している。そして、第1排熱回収部22においては、第1熱交換部20Aとして超臨界水21を熱交換し、第2排熱回収部26においては、第2熱交換部20B及び第3熱交換部20Cで、排気蒸気25及び超臨界水21の一部21aを各々熱交換するようにしている。
Thus, in the present embodiment, the
そして、第1熱交換部20Aでは、図1−2に示すように、パワータービン16から排出される高温(例えば617℃)の燃焼排ガス18Aを用いて、超臨界水(30℃/300BarG(30MPa))21を熱交換して、第1蒸気(550℃/300BarG(30MPa))23としている。
また、第2熱交換部20Bでは、燃焼排ガス(617℃)18Bを用いて、高圧蒸気タービン24からの排気蒸気(温度220℃/20BarG)25を熱交換し、第2蒸気(580℃/20BarG)27としている。
さらに、第2熱交換部20Bを通過した第3燃焼排ガス(250℃)18Cを用いて、超臨界水21の分岐した一部(30℃/300BarG(30MPa))21aを熱交換して、蒸気(220℃/300BarG(30MPa))21bとして、超臨界水ラインL10の途中に導入している。
And in the 1st
In the second
Further, the third combustion exhaust gas (250 ° C.) 18C that has passed through the second
なお、第1排熱回収部22からの第1燃焼排ガス(125℃)41Aは、第2排熱回収部26からの第2燃焼排ガス(80℃)41Bと合流して、41Cとして、煙突42から排出するようにしている。
Note that the first combustion exhaust gas (125 ° C.) 41A from the first exhaust
表1は、従来技術と本実施例の比較の一例を示す対比表である。 Table 1 is a comparison table showing an example of comparison between the prior art and the present embodiment.
以上より、従来の高圧・中圧・低圧ボイラを用いた排熱回収ボイラを備えたガスコンバインドサイクル(Gas Turbine Combined Cycle:GTCC)発電プラントのボイラ効率(LHV)が60.09%であったものが、本実施例では62.17%まで上昇することができる。 From the above, the boiler efficiency (LHV) of the gas combined cycle (GTCC) power plant equipped with the exhaust heat recovery boiler using the conventional high pressure, medium pressure, and low pressure boiler was 60.09% However, in this embodiment, it can be increased to 62.17%.
次に、本発明の実施例2に係るコンバインドサイクル設備について、図2を参照して説明する。図2は、実施例2に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。なお、実施例1と同様の部材については、同一符号を付してその説明は省略する。
本実施例に係るコンバインドサイクル設備10Bは、図2に示すように、実施例1に係るコンバインドサイクル設備10Aにおいて、第3熱交換部20Cを設置せず、第2排熱回収部26から排出する第3燃焼排ガス18Cをガス導入ラインL30により、第1排熱回収部22内に直接導入している。これにより、第1熱交換部20Aでの熱交換効率の向上を図るようにしている。
Next, a combined cycle facility according to Embodiment 2 of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 2 is a schematic diagram of a combined cycle facility according to the second embodiment. In addition, about the member similar to Example 1, the same code | symbol is attached | subjected and the description is abbreviate | omitted.
As shown in FIG. 2, the combined cycle facility 10 </ b> B according to the present embodiment discharges from the second exhaust
次に、本発明の実施例3に係るコンバインドサイクル設備について、図3−1、3−2を参照して説明する。図3−1は、実施例3に係るコンバインドサイクル設備の概略図である。図3−2は、実施例3に係る他のコンバインドサイクル設備の概略図である。なお、実施例1と同様の部材については、同一符号を付してその説明は省略する。
図1に示す実施例1に係るコンバインドサイクル設備10Aでは、燃焼排ガス18を分岐して、第1排熱回収部22と第2排熱回収部26とを並列に設置していたが、図3−1に示すように、本実施例のコンバインドサイクル設備10Cでは、一台の排熱回収装置45を設け、この排熱回収装置45の内部を2つの通路46A、46Bに仕切る分岐用仕切部47を燃焼排ガス18のガス流れ方向に沿って設けて、第1排熱回収部22と第2排熱回収部26とを並列して設置するようにしている。
Next, a combined cycle facility according to
In the combined
そして、ガスタービン17からの燃焼排ガス18を2つの第1通路46A、第2通路46Bに仕切る分岐用仕切部47を設け、第1通路46A内では、第1熱交換部20Aとし、第2通路46B内では第2熱交換部20Bとし、分岐用仕切部47の後流側では、熱交換後の燃焼排ガスを用いた第3熱交換部20Cを構成している。
A branching
本実施例では、実施例1と同様に、第1熱交換部20Aにおいては、超臨界水21と第1燃焼排ガス18Aとを熱交換し、第1蒸気23を得ている。この得られた第1蒸気23で高圧蒸気タービン24を駆動している。
また、第2熱交換部20Bにおいては、第2燃焼排ガス18Bと熱交換して第2蒸気27を得ている。この第2蒸気27で低圧蒸気タービン28を駆動している。
さらに、第3熱交換部20Cにおいては、超臨界水21の一部21aを、両者の熱交換後の燃焼排ガスで熱交換し、熱交換後の超臨界水21bは、第1熱交換部20Aに導入している。
In the present embodiment, as in the first embodiment, in the first
In the second
Further, in the third
本実施例では、実施例1及び2のように排熱回収部を2台設置することがないので、コンパクトな設備で熱交換効率の向上を図るようにしている。 In the present embodiment, two exhaust heat recovery units are not installed as in the first and second embodiments, so that the heat exchange efficiency is improved with a compact facility.
また、図3−1に示すコンバインドサイクル設備10Cでは、排熱回収装置45の内部を2つの通路46A、46Bに仕切る分岐用仕切部47を設けていたが、図3−2に示すコンバインドサイクル設備10Dでは、この分岐用仕切部47を設置せずに、第1排熱回収部22と、第2排熱回収部26とを並列して設置するようにしている。この分岐用仕切部47を設置しない場合には、部品点数の削減となる。
Further, in the combined cycle facility 10C shown in FIG. 3-1, the
10A〜10D コンバインドサイクル設備
11 空気(大気)
11A 圧縮空気
12 空気圧縮機
13 燃料
14 燃焼器
15 燃焼ガス
16 パワータービン
17 ガスタービン
18 燃焼排ガス
18A 第1燃焼排ガス
18B 第2燃焼排ガス
18C 第3燃焼排ガス
21 超臨界水
22 第1排熱回収部
23 第1蒸気
24 高圧蒸気タービン
25 高圧排気蒸気
26 第2排熱回収部
27 第2蒸気
28 低圧蒸気タービン
29 低圧排気蒸気
41A、41B 燃焼排ガス
41C 合流排ガス
10A to 10D combined
11A
Claims (1)
前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスからの熱エネルギーを用いて第1超臨界水ラインにより供給される超臨界水と熱交換する第1熱交換部と、
前記第1熱交換部からの第1蒸気により駆動される高圧蒸気タービンと、
前記高圧蒸気タービンを駆動した後の排気蒸気を、前記燃焼排ガスからの熱エネルギーにより熱交換して再加熱する第2熱交換部と、
前記第2熱交換部からの再加熱した第2蒸気により駆動される低圧蒸気タービンと、
前記第1熱交換部と前記第2熱交換部とが、各々独立に設けれ、前記パワータービンを駆動した燃焼排ガスを第1燃焼排ガスと第2燃焼排ガスとに分岐して供給する分岐部を有する燃焼排ガス排出ラインと、
前記第2熱交換部の後流側に設けられ、該第2熱交換部で熱交換した後の前記燃焼排ガスと前記超臨界水の一部とを間接熱交換する第3熱交換部と、
前記低圧蒸気タービンからの第3水蒸気中の水分を凝縮する復水器と、
前記復水器で凝縮した復水を臨界圧以上の前記超臨界水に昇圧する昇圧ポンプと、
前記第1超臨界水ラインから分岐され、前記超臨界水の一部を前記第3熱交換部に供給する第2超臨界水ラインと、を備え、
前記第3熱交換部で熱交換した前記超臨界水からの蒸気を、前記第1超臨界水ラインに導入することを特徴とするコンバインドサイクル設備。 An air compressor that compresses air, a combustor that combusts compressed air and fuel compressed by the air compressor, and a power turbine that is driven by high-temperature and high-pressure combustion gas from the combustor. A gas turbine,
A first heat exchanging unit that exchanges heat with supercritical water supplied by a first supercritical water line using thermal energy from combustion exhaust gas that has driven the power turbine;
A high-pressure steam turbine driven by the first steam from the first heat exchange section;
A second heat exchanging section for exchanging heat and reheating the exhaust steam after driving the high-pressure steam turbine with thermal energy from the combustion exhaust gas;
A low pressure steam turbine driven by reheated second steam from the second heat exchange section;
The first heat exchange part and the second heat exchange part are provided independently, respectively, and a branch part that branches and supplies the combustion exhaust gas that drives the power turbine into the first combustion exhaust gas and the second combustion exhaust gas A flue gas exhaust line with
A third heat exchanging part that is provided on the downstream side of the second heat exchanging part and indirectly exchanges heat between the combustion exhaust gas after the heat exchanging in the second heat exchanging part and a part of the supercritical water;
A condenser for condensing moisture in the third steam from the low-pressure steam turbine;
A booster pump that boosts the condensate condensed in the condenser to the supercritical water above a critical pressure;
A second supercritical water line branched from the first supercritical water line and supplying a part of the supercritical water to the third heat exchange unit ,
The combined cycle facility is characterized in that steam from the supercritical water heat-exchanged in the third heat exchange section is introduced into the first supercritical water line .
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