JPH05179992A - 複合発電システム - Google Patents
複合発電システムInfo
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- JPH05179992A JPH05179992A JP3345782A JP34578291A JPH05179992A JP H05179992 A JPH05179992 A JP H05179992A JP 3345782 A JP3345782 A JP 3345782A JP 34578291 A JP34578291 A JP 34578291A JP H05179992 A JPH05179992 A JP H05179992A
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- F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
- F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
- F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
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- Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
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- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
- Exhaust Gas After Treatment (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【構成】ガスタービンの圧縮機１で大気を吸込み圧縮し
て燃焼器２に供給する。燃焼器２は、高圧の空気を用い
て燃料を燃焼し、高温・高圧のガスを発生させる。ガス
タービンのタービン３は高温・高圧のガスを回転エネル
ギに変換し、軸動力として回収する。ガスタービンを出
た排気ガスは排気ダクト１４を経て排熱回収ボイラ４に
導かれる。 【効果】排熱回収ボイラ入口ガス温度，圧縮機入口空気
流量を従来よりも広い運転範囲で一定にできるので、複
合発電システムの発電効率が向上する。
て燃焼器２に供給する。燃焼器２は、高圧の空気を用い
て燃料を燃焼し、高温・高圧のガスを発生させる。ガス
タービンのタービン３は高温・高圧のガスを回転エネル
ギに変換し、軸動力として回収する。ガスタービンを出
た排気ガスは排気ダクト１４を経て排熱回収ボイラ４に
導かれる。 【効果】排熱回収ボイラ入口ガス温度，圧縮機入口空気
流量を従来よりも広い運転範囲で一定にできるので、複
合発電システムの発電効率が向上する。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は高温ガスタービンと蒸気
タービンを組合わせた複合発電システム及びその制御シ
ステムに関する。
タービンを組合わせた複合発電システム及びその制御シ
ステムに関する。
【０００２】
【従来の技術】従来の高温ガスタービンと蒸気タービン
を組合わせた複合発電システムについては、ジーイーシ
アルストム テクニカル レビューＮo.４（１９９１
年）第１５頁から第２６頁（ＧＥＣ ALSTHOM TECHNICA
L REVIEW Ｎｏ.４（１９９１）ｐｐ１５−２６）におい
て論じられている。この例ではタービン入口ガス温度が
１３００℃級のガスタービンと蒸気温度５４０℃の蒸気
タービンを組合わせることによって発電効率５１.９〜
５４.５％を達成できている。発電効率に差が有るの
は、主に排熱回収ボイラと蒸気タービンの構成による。
を組合わせた複合発電システムについては、ジーイーシ
アルストム テクニカル レビューＮo.４（１９９１
年）第１５頁から第２６頁（ＧＥＣ ALSTHOM TECHNICA
L REVIEW Ｎｏ.４（１９９１）ｐｐ１５−２６）におい
て論じられている。この例ではタービン入口ガス温度が
１３００℃級のガスタービンと蒸気温度５４０℃の蒸気
タービンを組合わせることによって発電効率５１.９〜
５４.５％を達成できている。発電効率に差が有るの
は、主に排熱回収ボイラと蒸気タービンの構成による。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】先に説明した従来例は
熱的には、ガスタービン入口ガス温度１２６０℃、ガス
タービン出口排気ガス温度５８３℃、ガスタービン圧縮
機圧力比１５，高圧蒸気タービン入口蒸気温度５４０℃
のサイクルで構成されている。近い将来にはタービン入
口ガス温度が１４００℃を越えるガスタービンが開発さ
れ、更に、発電効率が高まることになる。
熱的には、ガスタービン入口ガス温度１２６０℃、ガス
タービン出口排気ガス温度５８３℃、ガスタービン圧縮
機圧力比１５，高圧蒸気タービン入口蒸気温度５４０℃
のサイクルで構成されている。近い将来にはタービン入
口ガス温度が１４００℃を越えるガスタービンが開発さ
れ、更に、発電効率が高まることになる。
【０００４】この場合、ガスタービンの圧力比を現状レ
ベルの１４〜１６に保てば、大気温度によってはガスタ
ービンの排気ガス温度が６５０〜７００℃にも達する。
高温の排気ガスに耐えるには、ガスタービンと排熱回収
ボイラを接続する排気ダクトやガスタービンのディフュ
ーザを従来の材料にくらべ高価なステンレスに変更する
必要があり製造コストが上昇する。
ベルの１４〜１６に保てば、大気温度によってはガスタ
ービンの排気ガス温度が６５０〜７００℃にも達する。
高温の排気ガスに耐えるには、ガスタービンと排熱回収
ボイラを接続する排気ダクトやガスタービンのディフュ
ーザを従来の材料にくらべ高価なステンレスに変更する
必要があり製造コストが上昇する。
【０００５】排気ガス温度を現状レベルに下げるには、
ガスタービンの圧力比を、例えば、１８程度に増加させ
る手段がある。しかし、この場合は、 圧縮機出口空気温度が５００℃を越え、ロータやデ
ィスクの材料を従来にくらべ高価な耐熱合金に変更する
必要がある。
ガスタービンの圧力比を、例えば、１８程度に増加させ
る手段がある。しかし、この場合は、 圧縮機出口空気温度が５００℃を越え、ロータやデ
ィスクの材料を従来にくらべ高価な耐熱合金に変更する
必要がある。
【０００６】 圧縮機の圧力比増加に伴ない効率が低
下し、空力的な不安定現象サージングに対する余裕が減
少する。
下し、空力的な不安定現象サージングに対する余裕が減
少する。
【０００７】 燃焼器内の圧力が上昇するため窒素酸
化物（ＮＯｘ）の発生量が増加する。という欠点があ
る。
化物（ＮＯｘ）の発生量が増加する。という欠点があ
る。
【０００８】本発明の目的は、高温ガスタービンを用い
た複合発電システムの高効率化を達成することにあり、
さらに製造コストの低減を図る複合発電システムを提供
することにある。
た複合発電システムの高効率化を達成することにあり、
さらに製造コストの低減を図る複合発電システムを提供
することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、ガスタービンのディフューザ又はガスタービンと排
熱回収ボイラを接続する排気ダクトを、排熱回収ボイラ
への給水、又は排熱回収ボイラの低圧蒸気系、又は、中
圧蒸気系の一部又は全量で冷却し、冷却した後の水又は
蒸気を排熱回収ボイラに戻すようにした。
に、ガスタービンのディフューザ又はガスタービンと排
熱回収ボイラを接続する排気ダクトを、排熱回収ボイラ
への給水、又は排熱回収ボイラの低圧蒸気系、又は、中
圧蒸気系の一部又は全量で冷却し、冷却した後の水又は
蒸気を排熱回収ボイラに戻すようにした。
【００１０】また、ディフューザや排気ダクトを冷却す
る水又は蒸気の流量を排熱回収ボイラ入口のガス温度又
はガスタービン出口排気ガス温度に基づいて制御するよ
うにした。
る水又は蒸気の流量を排熱回収ボイラ入口のガス温度又
はガスタービン出口排気ガス温度に基づいて制御するよ
うにした。
【００１１】更に、ガスタービンの圧縮機入口ガイドベ
ーンの開度を排熱回収ボイラ入口のガス温度、又は、ガ
スタービン出口排気ガス温度が定められた温度以上の場
合には一定に保つようにした。
ーンの開度を排熱回収ボイラ入口のガス温度、又は、ガ
スタービン出口排気ガス温度が定められた温度以上の場
合には一定に保つようにした。
【００１２】
【作用】高温ガスにさらされるガスタービンのディフュ
ーザ又は排気ダクトを、排熱回収ボイラへの給水、又は
排熱回収ボイラの低圧蒸気系、又は、中圧蒸気系の一部
又は全量で冷却するので上記ディフューザや排気ダクト
の温度を許容温度以下に保つことができる。更にディフ
ューザや排気ダクトを冷却する過程で水、又は、蒸気に
は排気ガスから熱を供給されるので、温度の上昇した水
や蒸気を排熱回収ボイラに戻すことができる。
ーザ又は排気ダクトを、排熱回収ボイラへの給水、又は
排熱回収ボイラの低圧蒸気系、又は、中圧蒸気系の一部
又は全量で冷却するので上記ディフューザや排気ダクト
の温度を許容温度以下に保つことができる。更にディフ
ューザや排気ダクトを冷却する過程で水、又は、蒸気に
は排気ガスから熱を供給されるので、温度の上昇した水
や蒸気を排熱回収ボイラに戻すことができる。
【００１３】ディフューザや排気ダクトを冷却する水や
蒸気の流量を、排熱回収ボイラ入口のガズ温度又はガス
タービン出口排気ガス温度に基づいて制御することによ
り、排熱回収ボイラ入口のガス温度を従来にくらべて広
い負荷範囲で一定に保つことができる。
蒸気の流量を、排熱回収ボイラ入口のガズ温度又はガス
タービン出口排気ガス温度に基づいて制御することによ
り、排熱回収ボイラ入口のガス温度を従来にくらべて広
い負荷範囲で一定に保つことができる。
【００１４】更に、排熱回収ボイラ入口のガス温度が従
来にくらべ、広い負荷範囲で一定となるのでガスタービ
ンの圧縮機入口ガイドベーンの開度も、広い負荷範囲で
定格値に保つことができ、圧縮機入口空気流量を広い負
荷範囲で定に保つこてができる。
来にくらべ、広い負荷範囲で一定となるのでガスタービ
ンの圧縮機入口ガイドベーンの開度も、広い負荷範囲で
定格値に保つことができ、圧縮機入口空気流量を広い負
荷範囲で定に保つこてができる。
【００１５】
【実施例】本発明の一実施例を図１により説明する。
【００１６】１はガスタービンの圧縮機で大気を吸込み
圧縮して燃焼器２に供給する。燃焼器２は、高圧の空気
を用いて燃料を燃焼し、高温・高圧のガスを発生させ
る。３はガスタービンのタービンであり高温・高圧のガ
スを回転エネルギに変換し、軸動力として回収する。ガ
スタービンを出た排気ガスは排気ダクト１４を経て排熱
回収ボイラ４に導かれる。
圧縮して燃焼器２に供給する。燃焼器２は、高圧の空気
を用いて燃料を燃焼し、高温・高圧のガスを発生させ
る。３はガスタービンのタービンであり高温・高圧のガ
スを回転エネルギに変換し、軸動力として回収する。ガ
スタービンを出た排気ガスは排気ダクト１４を経て排熱
回収ボイラ４に導かれる。
【００１７】排熱回収ボイラ４は再熱三重圧型であり高
圧ドラム４ａで発生した高圧蒸気２０ａは高圧蒸気ター
ビン５ａに供給される。高圧蒸気タービン出口の蒸気20
ｄは中圧ドラム４ｂの蒸気２０ｅと合流し、排熱回収ボ
イラで再熱され、中圧蒸気タービン５ｂに供給される。
中圧蒸気タービン出口の蒸気は排熱回収ボイラ４の低圧
ドラム４ｃで発生した低圧蒸気２０ｃと合流して低圧蒸
気タービン５ｃに供給される。
圧ドラム４ａで発生した高圧蒸気２０ａは高圧蒸気ター
ビン５ａに供給される。高圧蒸気タービン出口の蒸気20
ｄは中圧ドラム４ｂの蒸気２０ｅと合流し、排熱回収ボ
イラで再熱され、中圧蒸気タービン５ｂに供給される。
中圧蒸気タービン出口の蒸気は排熱回収ボイラ４の低圧
ドラム４ｃで発生した低圧蒸気２０ｃと合流して低圧蒸
気タービン５ｃに供給される。
【００１８】発電機８は、ガスタービンの圧縮機１，タ
ービン３及び蒸気タービン５ａ，５ｂ，５ｃと同一の軸
で接続しており、いわゆる、一軸型複合発電システムを
構成している。
ービン３及び蒸気タービン５ａ，５ｂ，５ｃと同一の軸
で接続しており、いわゆる、一軸型複合発電システムを
構成している。
【００１９】低圧蒸気タービン５ｃを出た蒸気は復水器
６で凝縮され、復水ポンプ７で加圧して給水流量制御バ
ルブ４５を介して排熱回収ボイラ４に供給される。ここ
で復水ポンプ７を出た水３０の一部はガスタービンのタ
ービンディフューザと排気ダクト１４に導かれ、要素を
冷却した後、排熱回収ボイラ４に供給される。
６で凝縮され、復水ポンプ７で加圧して給水流量制御バ
ルブ４５を介して排熱回収ボイラ４に供給される。ここ
で復水ポンプ７を出た水３０の一部はガスタービンのタ
ービンディフューザと排気ダクト１４に導かれ、要素を
冷却した後、排熱回収ボイラ４に供給される。
【００２０】４０は制御器であり、排熱回収ボイラ４の
入口ガス温度４１と発電機出力４４に基づいて、圧縮機
入口ガイドベーンの開度４３と給水流量制御バルブ４５
の開度４２を出力する。
入口ガス温度４１と発電機出力４４に基づいて、圧縮機
入口ガイドベーンの開度４３と給水流量制御バルブ４５
の開度４２を出力する。
【００２１】次に、本発明の動作について説明する。
【００２２】まず、定格運転条件（１００％負荷）の動
作について説明する。本実施例のガスタービンは、ター
ビン入口ガス温度１４００℃、圧力比１５を想定してい
る。この条件では、大気温度によってはタービン出口ガ
ス温度が７００℃にも達する。このため、排熱回収ボイ
ラ４への給水３０の一部をガスタービンのタービンディ
フューザと排気ダクト１４に導き、従来用いられている
材料の許容温度、例えば、６００℃程度まで冷却する。
ディフューザと排気ダクト１４を冷却することによって
加熱された水は回収され、再び、排熱回収ボイラ４に供
給される。この段階で排熱回収ボイラ４の入口のガス温
度は、タービン出口排気ガス温度の７００℃から設定温
度である６００℃程度まで冷却される。
作について説明する。本実施例のガスタービンは、ター
ビン入口ガス温度１４００℃、圧力比１５を想定してい
る。この条件では、大気温度によってはタービン出口ガ
ス温度が７００℃にも達する。このため、排熱回収ボイ
ラ４への給水３０の一部をガスタービンのタービンディ
フューザと排気ダクト１４に導き、従来用いられている
材料の許容温度、例えば、６００℃程度まで冷却する。
ディフューザと排気ダクト１４を冷却することによって
加熱された水は回収され、再び、排熱回収ボイラ４に供
給される。この段階で排熱回収ボイラ４の入口のガス温
度は、タービン出口排気ガス温度の７００℃から設定温
度である６００℃程度まで冷却される。
【００２３】排熱回収ボイラ４では高圧蒸気系用として
５４０℃の蒸気を発生させる構成としてある。高圧蒸気
系での蒸気発生量を、排熱回収ボイラ入口ガス温度が７
００℃の場合（ディフューザや排気ダクト１４を給水３
０で冷却しない場合）と比較すると、給水系統が加熱さ
れているので殆んど差はなく、蒸気タービンの発電効率
（ボトミングサイクル効率)も差はない。また、タービ
ン入口ガス温度１４００℃，圧力比１８のガスタービン
にくらべると、燃焼器内の圧力が低いため、NOxの発生
量を抑制できる。更に、ガスタービン圧縮機の圧力比も
１５と低いため、圧力比１８の圧縮機にくらべ効率が高
くなるとともに圧縮機のサージングに対する余裕が増加
する。
５４０℃の蒸気を発生させる構成としてある。高圧蒸気
系での蒸気発生量を、排熱回収ボイラ入口ガス温度が７
００℃の場合（ディフューザや排気ダクト１４を給水３
０で冷却しない場合）と比較すると、給水系統が加熱さ
れているので殆んど差はなく、蒸気タービンの発電効率
（ボトミングサイクル効率)も差はない。また、タービ
ン入口ガス温度１４００℃，圧力比１８のガスタービン
にくらべると、燃焼器内の圧力が低いため、NOxの発生
量を抑制できる。更に、ガスタービン圧縮機の圧力比も
１５と低いため、圧力比１８の圧縮機にくらべ効率が高
くなるとともに圧縮機のサージングに対する余裕が増加
する。
【００２４】次に部分負荷時の動作について図２を用い
て説明する。
て説明する。
【００２５】図２において横軸はガスタービン出力、縦
軸は排熱回収ボイラ（ＨＲＳＧ）入口ガス温度，圧縮機
入口ガイドベーン（ＩＧＶ）開度，ボトミングサイクル
効率及び圧縮機入口空気流量を示している。
軸は排熱回収ボイラ（ＨＲＳＧ）入口ガス温度，圧縮機
入口ガイドベーン（ＩＧＶ）開度，ボトミングサイクル
効率及び圧縮機入口空気流量を示している。
【００２６】まず、従来の複合発電システムについて説
明する。
明する。
【００２７】ガスタービン出力が低下した場合、圧縮機
ＩＧＶ開度を定格値に保持しておけば、圧縮機入口空気
流量が変化しないため燃焼温度が下がり、それに伴いHR
SG入口ガス温度も低下しボトミングサイクルの効率も低
下する。そのため一般には、圧縮機ＩＧＶ開度を絞り圧
縮機入口空気流量を減少させ、燃焼温度とＨＲＳＧ入口
ガス温度を変化させない運転が採用されている。これは
ＨＲＳＧの効率が、相対的に大流量・低温度のガスより
も、小流量・高温度のガスの方が高いことによる。しか
し圧縮機ＩＧＶ開度の絞りにもサージングに対して限界
が有り、定格値に対して２０％程度の絞りとされてい
る。従って、図２のＡ点よりもガスタービンの負荷が小
さくなれば、圧縮機ＩＧＶ開度をそれ以上絞らず一定に
保つことになる。その結果、燃焼温度とＨＲＳＧ入口ガ
ス温度が下がるためボトミングサイクルの効率を低下す
る。
ＩＧＶ開度を定格値に保持しておけば、圧縮機入口空気
流量が変化しないため燃焼温度が下がり、それに伴いHR
SG入口ガス温度も低下しボトミングサイクルの効率も低
下する。そのため一般には、圧縮機ＩＧＶ開度を絞り圧
縮機入口空気流量を減少させ、燃焼温度とＨＲＳＧ入口
ガス温度を変化させない運転が採用されている。これは
ＨＲＳＧの効率が、相対的に大流量・低温度のガスより
も、小流量・高温度のガスの方が高いことによる。しか
し圧縮機ＩＧＶ開度の絞りにもサージングに対して限界
が有り、定格値に対して２０％程度の絞りとされてい
る。従って、図２のＡ点よりもガスタービンの負荷が小
さくなれば、圧縮機ＩＧＶ開度をそれ以上絞らず一定に
保つことになる。その結果、燃焼温度とＨＲＳＧ入口ガ
ス温度が下がるためボトミングサイクルの効率を低下す
る。
【００２８】次に本発明について説明する。
【００２９】本発明ではガスタービン出口排気ガス温度
が６００℃以上の場合には、タービンディフューザと排
気ダクト１４をＨＲＳＧへの給水系３０で冷却し、ＨＲ
ＳＧ入口ガス温度４１が６００℃となるよう制御すると
ともに、ガスタービン出口排気ガス温度が６００℃以上
あれば圧縮機ＩＧＶ開度４２を定格値一定に保つ制御を
行っている。
が６００℃以上の場合には、タービンディフューザと排
気ダクト１４をＨＲＳＧへの給水系３０で冷却し、ＨＲ
ＳＧ入口ガス温度４１が６００℃となるよう制御すると
ともに、ガスタービン出口排気ガス温度が６００℃以上
あれば圧縮機ＩＧＶ開度４２を定格値一定に保つ制御を
行っている。
【００３０】従って、図２に示したように、ガスタービ
ン出力が減少しＣ点まで負荷が減少しても、ガスタービ
ン出口排気ガス温度が６００℃以上あれば、圧縮機ＩＧ
Ｖ開度は一定に保たれ、圧縮機入口空気流量が減少する
ことは無い。しかも、ガスタービンの燃焼温度は下がる
が、ＨＲＳＧ入口ガス温度は６００℃一定に制御されて
いるのでボトミングサイクルの効率の低下も少ない。Ｃ
点よりも負荷が減少すればガスタービン出口排気ガス温
度が６００℃より低くなるので、ディフューザと排気ダ
クト１４の冷却が停止するとともに、圧縮機ＩＧＶ開度
を従来と同様に絞り、圧縮機入口空気流量を減少させる
ことによってＨＲＳＧ入口ガス温度を６００℃一定に保
つ。
ン出力が減少しＣ点まで負荷が減少しても、ガスタービ
ン出口排気ガス温度が６００℃以上あれば、圧縮機ＩＧ
Ｖ開度は一定に保たれ、圧縮機入口空気流量が減少する
ことは無い。しかも、ガスタービンの燃焼温度は下がる
が、ＨＲＳＧ入口ガス温度は６００℃一定に制御されて
いるのでボトミングサイクルの効率の低下も少ない。Ｃ
点よりも負荷が減少すればガスタービン出口排気ガス温
度が６００℃より低くなるので、ディフューザと排気ダ
クト１４の冷却が停止するとともに、圧縮機ＩＧＶ開度
を従来と同様に絞り、圧縮機入口空気流量を減少させる
ことによってＨＲＳＧ入口ガス温度を６００℃一定に保
つ。
【００３１】圧縮機ＩＧＶ開度の絞りが限界値（図２の
Ｂ点）に達すれば圧縮機ＩＧＶ開度をそれ以上絞らず一
定に保つので、ＨＲＳＧ入口ガス温度が低下し始め、ボ
トミングサイクルの効率も低下することになる。この結
果、図２に示したように部分負荷領域において、ＨＲＳ
Ｇ入口ガス温度，圧縮機ＩＧＶ開度及び圧縮機入口空気
流量一定の領域が従来よりも拡大するので、ボトミング
サイクルの効率や複合発電システムの発電効率が向上す
ることになる。
Ｂ点）に達すれば圧縮機ＩＧＶ開度をそれ以上絞らず一
定に保つので、ＨＲＳＧ入口ガス温度が低下し始め、ボ
トミングサイクルの効率も低下することになる。この結
果、図２に示したように部分負荷領域において、ＨＲＳ
Ｇ入口ガス温度，圧縮機ＩＧＶ開度及び圧縮機入口空気
流量一定の領域が従来よりも拡大するので、ボトミング
サイクルの効率や複合発電システムの発電効率が向上す
ることになる。
【００３２】次に本発明の他の実施例について説明す
る。
る。
【００３３】図１において、 ＨＲＳＧ４出口の低圧蒸気２０ｃの一部又は全量を
ディフューザと排気ダクトの冷却に用い、冷却した後の
蒸気を低圧蒸気タービン５ｃの入口に戻す。
ディフューザと排気ダクトの冷却に用い、冷却した後の
蒸気を低圧蒸気タービン５ｃの入口に戻す。
【００３４】 ＨＲＳＧ４の中圧ドラム出口の蒸気の
一部又は全量をディフューザと排気ダクトの冷却に用
い、冷却した後の蒸気を、高圧蒸気タービン５の出口の
蒸気２０ｄと合流させる。
一部又は全量をディフューザと排気ダクトの冷却に用
い、冷却した後の蒸気を、高圧蒸気タービン５の出口の
蒸気２０ｄと合流させる。
【００３５】 中圧蒸気タービン５ｂ出口の蒸気の一
部又は全量をディフューザと排気ダクトの冷却を用い、
冷却した後の蒸気を低圧蒸気タービン５ｃの入口に戻
す、ようにしても先に述べた実施例と同一の効果が得ら
れる。この場合、ディフューザや排気ダクトの冷却に用
いる蒸気の流量は、ガスタービン出口排気ガス温度又
は、ＨＲＳＧ入口ガス温度４１に基づいて制御される。
圧縮機ＩＧＶ開度の制御は、先に説明した実施例と同一
である。
部又は全量をディフューザと排気ダクトの冷却を用い、
冷却した後の蒸気を低圧蒸気タービン５ｃの入口に戻
す、ようにしても先に述べた実施例と同一の効果が得ら
れる。この場合、ディフューザや排気ダクトの冷却に用
いる蒸気の流量は、ガスタービン出口排気ガス温度又
は、ＨＲＳＧ入口ガス温度４１に基づいて制御される。
圧縮機ＩＧＶ開度の制御は、先に説明した実施例と同一
である。
【００３６】また、ガスタービンのディフューザを冷却
する方法として、ディフューザ内面（ガス側）に冷却管
を取付ける構造が考えられる。この場合、従来の平滑面
ディフューザにくらべ、ディフューザ表面に小さな凹凸
が生ずるので、流れの乱れが促進され、ディフューザ効
率（静圧回復係数）が増加し、ガスタービン効率が向上
するという効果もある。
する方法として、ディフューザ内面（ガス側）に冷却管
を取付ける構造が考えられる。この場合、従来の平滑面
ディフューザにくらべ、ディフューザ表面に小さな凹凸
が生ずるので、流れの乱れが促進され、ディフューザ効
率（静圧回復係数）が増加し、ガスタービン効率が向上
するという効果もある。
【００３７】
【発明の効果】本発明によれば、排熱回収ボイラ入口ガ
ス温度，圧縮機入口空気流量を従来よりも広い運転範囲
で一定にできるので、複合発電システムの発電効率が向
上する。
ス温度，圧縮機入口空気流量を従来よりも広い運転範囲
で一定にできるので、複合発電システムの発電効率が向
上する。
【００３８】また、高温ガスタービンを用いた複合発電
システムに対して、ガスタービンディフューザや排気ダ
クトの温度を、従来材料の許容温度以下とすることがで
きるので、製造コストが低減できる。
システムに対して、ガスタービンディフューザや排気ダ
クトの温度を、従来材料の許容温度以下とすることがで
きるので、製造コストが低減できる。
【００３９】更に、ガスタービン圧縮機の圧力比とガス
タービン燃焼器の圧力を従来値にできるので、ＮＯｘの
発生量を抑制できる。
タービン燃焼器の圧力を従来値にできるので、ＮＯｘの
発生量を抑制できる。
【図１】本発明の一実施例を示す複合発電システムの系
統図。
統図。
【図２】本発明のガスタービンの部分負荷運転状態を従
来例と比較して示した特性図。
来例と比較して示した特性図。
１…圧縮機、２…燃焼器、３…タービン、４…排熱回収
ボイラ、１４…排気ダクト。
ボイラ、１４…排気ダクト。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.5 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 Ｆ０２Ｃ 9/20 7910−3Ｇ (72)発明者 笹田 哲男 茨城県日立市幸町三丁目１番１号 株式会 社日立製作所日立工場内
Claims (5)
- 【請求項１】ガスタービンと排熱回収ボイラと蒸気ター
ビンと発電機より成る複合発電システムにおいて、前記
排熱回収ボイラへの給水の一部又は全量をガスタービン
のデイフューザ冷却又は前記ガスタービンと前記排熱回
収ボイラを接続する排気ダクトの冷却に用い、冷却した
後の水を前記排熱回収ボイラに給水するようにしたこと
を特徴とする複合発電システム。 - 【請求項２】ガスタービンと排熱回収ボイラと蒸気ター
ビンと発電機より成る複合発電システムにおいて、前記
排熱回収ボイラの低圧蒸気系又は中圧蒸気系の蒸気の一
部又は全量を前記ガスタービンのデイフューザ又は前記
ガスタービンと前記排熱回収ボイラを接続する排気ダク
トの冷却に用い、冷却した後の蒸気を前記排熱回収ボイ
ラに戻すようにしたことを特徴とする複合発電システ
ム。 - 【請求項３】請求項１において、前記ガスタービンの前
記ディフューザ又は前記排気ダクトの冷却に用いる水の
流量を、前記排熱回収ボイラの入口のガス温度又は前記
ガスタービンの出口排気ガス温度に基づいて制御する複
合発電システム。 - 【請求項４】請求項２において、前記ガスタービンの前
記ディフューザ又は前記排気ダクトの冷却に用いる蒸気
の流量を、前記排熱回収ボイラの入口のガス温度又は前
記ガスタービンの出口排気ガス温度に基づいて制御する
複合発電システム。 - 【請求項５】ガスタービンと排熱回収ボイラと蒸気ター
ビンと発電機より成る複合発電システムにおいて、前記
ガスタービンの圧縮機入口ガイドベーンの開度を、前記
排熱回収ボイラの入口のガス温度又はガスタービン出口
排気ガス温度が定められた温度以上の場合には一定に保
つことを特徴とする複合発電システム。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3345782A JPH05179992A (ja) | 1991-12-27 | 1991-12-27 | 複合発電システム |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3345782A JPH05179992A (ja) | 1991-12-27 | 1991-12-27 | 複合発電システム |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH05179992A true JPH05179992A (ja) | 1993-07-20 |
Family
ID=18378941
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3345782A Pending JPH05179992A (ja) | 1991-12-27 | 1991-12-27 | 複合発電システム |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH05179992A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013522530A (ja) * | 2010-03-16 | 2013-06-13 | ヴァーダーグ リミテッド | 流体の流れから電力を発生させる装置 |
| JP2014051944A (ja) * | 2012-09-10 | 2014-03-20 | Tokyo Electric Power Co Inc:The | 超臨界蒸気複合サイクル |
-
1991
- 1991-12-27 JP JP3345782A patent/JPH05179992A/ja active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013522530A (ja) * | 2010-03-16 | 2013-06-13 | ヴァーダーグ リミテッド | 流体の流れから電力を発生させる装置 |
| JP2014051944A (ja) * | 2012-09-10 | 2014-03-20 | Tokyo Electric Power Co Inc:The | 超臨界蒸気複合サイクル |
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