JPH0734900A - 排気再循環型コンバインドプラント - Google Patents
排気再循環型コンバインドプラントInfo
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- JPH0734900A JPH0734900A JP5173940A JP17394093A JPH0734900A JP H0734900 A JPH0734900 A JP H0734900A JP 5173940 A JP5173940 A JP 5173940A JP 17394093 A JP17394093 A JP 17394093A JP H0734900 A JPH0734900 A JP H0734900A
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- gas turbine
- gas
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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
- F01K23/101—Regulating means specially adapted therefor
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- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- 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
- Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
- Y02E20/14—Combined heat and power generation [CHP]
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- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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- Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】ガスタービンと蒸気タービンを組み合わせた排
熱回収型コンバインドサイクルプラントの部分負荷運転
時の熱効率向上を図る。 【構成】ガスタービン排気を再循環してコンプレッサに
戻すとともに、部分負荷時に燃焼温度が低下することを
抑止する。望ましくは、温度一定とする。 【効果】部分負荷運転時の熱効率向上ができる。
熱回収型コンバインドサイクルプラントの部分負荷運転
時の熱効率向上を図る。 【構成】ガスタービン排気を再循環してコンプレッサに
戻すとともに、部分負荷時に燃焼温度が低下することを
抑止する。望ましくは、温度一定とする。 【効果】部分負荷運転時の熱効率向上ができる。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、ガスタービン排ガスの
熱回収を行う排熱回収型のコンバインドサイクルプラン
トに係り、特にガスタービンの排気をその空気入口側に
循環する排気再循環型のコンバインドサイクルプラント
に関する。
熱回収を行う排熱回収型のコンバインドサイクルプラン
トに係り、特にガスタービンの排気をその空気入口側に
循環する排気再循環型のコンバインドサイクルプラント
に関する。
【０００２】
【従来の技術】排熱回収型のコンバインドサイクルプラ
ントは、ガスタービンと、その排熱を回収する排熱回収
ボイラと、排熱回収ボイラで発生した蒸気で駆動される
蒸気タービンとから構成され、ガスタービンと蒸気ター
ビンとで発電機を駆動して電気出力を得る。
ントは、ガスタービンと、その排熱を回収する排熱回収
ボイラと、排熱回収ボイラで発生した蒸気で駆動される
蒸気タービンとから構成され、ガスタービンと蒸気ター
ビンとで発電機を駆動して電気出力を得る。
【０００３】排熱回収型のコンバインドサイクルプラン
トには幾つかの型式のものが有るが、その一例としてガ
スタービン排気をその空気入口側に循環する排気再循環
型のコンバインドサイクルプラントとして、特開昭64−
45924 号のようなものが知られている。
トには幾つかの型式のものが有るが、その一例としてガ
スタービン排気をその空気入口側に循環する排気再循環
型のコンバインドサイクルプラントとして、特開昭64−
45924 号のようなものが知られている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】排熱回収型のコンバイ
ンドサイクルプラントは、通常の火力発電プラントに較
べて、急速な負荷変動が可能であり、かつ高効率である
ことから近年急速に使用されてきたが、部分負荷運転時
に幾つかの課題を有している。
ンドサイクルプラントは、通常の火力発電プラントに較
べて、急速な負荷変動が可能であり、かつ高効率である
ことから近年急速に使用されてきたが、部分負荷運転時
に幾つかの課題を有している。
【０００５】その一つは部分負荷時に熱効率が大きく低
下するという問題であり、例えば定格時の熱効率を１と
すると、５０％負荷では０.８，３０％負荷では０.６程
度に低下してしまう。コンバインドサイクルプラント
は、通常のボイラを用いた火力発電プラントよりも負荷
追従性が高いという利点があり、頻繁に負荷変化運転さ
れることが多いが、この場合には部分負荷運転時のプラ
ント熱効率の低下を犠牲にしなくてはならない。
下するという問題であり、例えば定格時の熱効率を１と
すると、５０％負荷では０.８，３０％負荷では０.６程
度に低下してしまう。コンバインドサイクルプラント
は、通常のボイラを用いた火力発電プラントよりも負荷
追従性が高いという利点があり、頻繁に負荷変化運転さ
れることが多いが、この場合には部分負荷運転時のプラ
ント熱効率の低下を犠牲にしなくてはならない。
【０００６】また、部分負荷時の排熱回収ボイラ側の出
力変動が大きく、プラント操作がしにくいという問題が
ある。例えば定格負荷時の蒸気タービン発電機の出力電
力を１とすると、５０％負荷では０.４３，３０％負荷
では０.１２程度に低下してしまう。しかもガスタービ
ン発電機の応答時間（ガスタービン燃焼器に投入する燃
料量を増減してからガスタービン発電機の発電出力が変
化するまでの時間）は数秒オーダーであるに対し、蒸気
タービン発電機の応答時間（ガスタービン燃焼器に投入
する燃料量を増減してから蒸気タービン発電機の発電出
力が変化するまでの時間）は数分オーダーである。この
ため、負荷変化時並びにその直後に所望の出力を得るた
めの制御が非常に困難である。
力変動が大きく、プラント操作がしにくいという問題が
ある。例えば定格負荷時の蒸気タービン発電機の出力電
力を１とすると、５０％負荷では０.４３，３０％負荷
では０.１２程度に低下してしまう。しかもガスタービ
ン発電機の応答時間（ガスタービン燃焼器に投入する燃
料量を増減してからガスタービン発電機の発電出力が変
化するまでの時間）は数秒オーダーであるに対し、蒸気
タービン発電機の応答時間（ガスタービン燃焼器に投入
する燃料量を増減してから蒸気タービン発電機の発電出
力が変化するまでの時間）は数分オーダーである。この
ため、負荷変化時並びにその直後に所望の出力を得るた
めの制御が非常に困難である。
【０００７】この点に関し、前記の公知例はガスタービ
ン排気をその空気入口側に循環することは開示している
が、部分負荷運転時の前記の問題の存在及びその具体的
解決手法については何等示していない。
ン排気をその空気入口側に循環することは開示している
が、部分負荷運転時の前記の問題の存在及びその具体的
解決手法については何等示していない。
【０００８】以上のことから、本発明においては部分負
荷時の上記問題点を改善することのできる排気再循環型
コンバインドプラントを提供することを目的とする。
荷時の上記問題点を改善することのできる排気再循環型
コンバインドプラントを提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】本発明では、ガスタービ
ンからの排気をガスタービンコンプレッサに循環する排
気再循環型コンバインドプラントとする。そのうえで、
負荷低下に伴い再循環ガス量を増大させる。この結果と
して望ましくは、ガスタービン燃焼器の燃焼温度を略一
定とすべく排気再循環量を調整する。
ンからの排気をガスタービンコンプレッサに循環する排
気再循環型コンバインドプラントとする。そのうえで、
負荷低下に伴い再循環ガス量を増大させる。この結果と
して望ましくは、ガスタービン燃焼器の燃焼温度を略一
定とすべく排気再循環量を調整する。
【００１０】
【作用】ガスタービン排気のコンプレッサへの循環によ
り吸気温度が上昇し、負荷低下に伴い再循環量を増大さ
せることにより、燃焼温度をほぼ一定に保持可能であ
る。排熱回収ボイラでは、ガスタービン排気温度が変化
しないために負荷低減時の蒸発量低下を最小とすること
ができる。
り吸気温度が上昇し、負荷低下に伴い再循環量を増大さ
せることにより、燃焼温度をほぼ一定に保持可能であ
る。排熱回収ボイラでは、ガスタービン排気温度が変化
しないために負荷低減時の蒸発量低下を最小とすること
ができる。
【００１１】
【実施例】本発明の一実施例を図１に示す。コンバイン
ドサイクルプラントは、大別するとガスタービン装置
と、排熱回収ボイラ装置と、蒸気タービン装置とから構
成される。
ドサイクルプラントは、大別するとガスタービン装置
と、排熱回収ボイラ装置と、蒸気タービン装置とから構
成される。
【００１２】このうち、ガスタービン装置は、空気を吸
い込みこれを圧縮するコンプレッサ１と、圧縮空気と燃
料とを用いて燃焼を行う燃焼器２と、燃焼器２からの高
温高圧の燃焼ガスにより駆動されるガスタービン３とか
ら構成される。多くの場合にコンプレッサ１とガスター
ビン３とは同一軸上に設置されて、ガスタービン３によ
りコンプレッサ１を駆動する。また、この回転軸には発
電機６が設けられている。発電機６は同期機であり、一
定回転速度で運用されるため吸入空気量は通常は一定に
保たれる。
い込みこれを圧縮するコンプレッサ１と、圧縮空気と燃
料とを用いて燃焼を行う燃焼器２と、燃焼器２からの高
温高圧の燃焼ガスにより駆動されるガスタービン３とか
ら構成される。多くの場合にコンプレッサ１とガスター
ビン３とは同一軸上に設置されて、ガスタービン３によ
りコンプレッサ１を駆動する。また、この回転軸には発
電機６が設けられている。発電機６は同期機であり、一
定回転速度で運用されるため吸入空気量は通常は一定に
保たれる。
【００１３】ガスタービン３の排出ガスは、５００度以
上有り、コンバインドサイクルプラントではこの熱量を
排熱回収ボイラ(ＨＲＳＧ)４で熱回収する。具体的に
は、排出ガスと給水との熱交換により蒸気を発生させこ
の蒸気を蒸気タービン５に導いてこれを回転させ、蒸気
タービン５に結合された発電機を駆動する。図の例では
蒸気タービン５をガスタービン３と同軸で結合している
が、これは夫々のタービンが夫々の発電機を駆動するよ
うにしてもよい。
上有り、コンバインドサイクルプラントではこの熱量を
排熱回収ボイラ(ＨＲＳＧ)４で熱回収する。具体的に
は、排出ガスと給水との熱交換により蒸気を発生させこ
の蒸気を蒸気タービン５に導いてこれを回転させ、蒸気
タービン５に結合された発電機を駆動する。図の例では
蒸気タービン５をガスタービン３と同軸で結合している
が、これは夫々のタービンが夫々の発電機を駆動するよ
うにしてもよい。
【００１４】コンバインドサイクルプラントは、概略以
上のように構成されているが、本発明ではガスタービン
３の排出ガスの一部を配管９ならびに再循環量制御手段
１０を介してコンプレッサ１の空気吸入口に戻し、再利
用する。本発明のコンバインドサイクルプラントの発電
出力は、燃焼器２に投入する燃料量を制御する燃料量制
御弁７と再循環量制御手段１０とを操作端とし、その開
度調整により決定される。なお、排出ガスの一部を再循
環する位置は、図ではガスタービン３の出口とされてい
るが、これはさらに下流の例えば排熱回収ボイラの一部
から再循環させても良く、適宜選択可能である。
上のように構成されているが、本発明ではガスタービン
３の排出ガスの一部を配管９ならびに再循環量制御手段
１０を介してコンプレッサ１の空気吸入口に戻し、再利
用する。本発明のコンバインドサイクルプラントの発電
出力は、燃焼器２に投入する燃料量を制御する燃料量制
御弁７と再循環量制御手段１０とを操作端とし、その開
度調整により決定される。なお、排出ガスの一部を再循
環する位置は、図ではガスタービン３の出口とされてい
るが、これはさらに下流の例えば排熱回収ボイラの一部
から再循環させても良く、適宜選択可能である。
【００１５】これらの操作端は統括制御装置８からの操
作信号により制御され、統括制御装置８はコンバインド
サイクルプラントに対する中央給電指令所２０からの負
荷要求信号Ｌｄを入力として、プラント全体を制御す
る。なお、統括制御装置８による操作対象は他にもある
が、ここでは本発明に関与する燃焼制御に係わる部分の
みを記述しており、要するに中央給電指令所２０からの
負荷要求信号Ｌｄを入力し、基本的には空気量と燃料量
を適正に制御する。
作信号により制御され、統括制御装置８はコンバインド
サイクルプラントに対する中央給電指令所２０からの負
荷要求信号Ｌｄを入力として、プラント全体を制御す
る。なお、統括制御装置８による操作対象は他にもある
が、ここでは本発明に関与する燃焼制御に係わる部分の
みを記述しており、要するに中央給電指令所２０からの
負荷要求信号Ｌｄを入力し、基本的には空気量と燃料量
を適正に制御する。
【００１６】このうち、燃料量の制御のために、まず負
荷要求信号Ｌｄと実負荷Ｌとの偏差を減算器ＡＤ１で求
め、調節器ＰＩ１により燃料量目標信号Ｆｄを得る。そ
して燃料量目標信号Ｆｄと実燃料量Ｆの偏差を減算器Ａ
Ｄ２で求め、調節器ＰＩ２により燃料量制御弁７を調節
して燃焼器に投入する燃料量を決定する。この制御によ
れば、負荷が大なるほど、燃焼器２に投入される燃料量
が増大する。ここまでの制御は通常行われている制御の
思想と変わるものではない。
荷要求信号Ｌｄと実負荷Ｌとの偏差を減算器ＡＤ１で求
め、調節器ＰＩ１により燃料量目標信号Ｆｄを得る。そ
して燃料量目標信号Ｆｄと実燃料量Ｆの偏差を減算器Ａ
Ｄ２で求め、調節器ＰＩ２により燃料量制御弁７を調節
して燃焼器に投入する燃料量を決定する。この制御によ
れば、負荷が大なるほど、燃焼器２に投入される燃料量
が増大する。ここまでの制御は通常行われている制御の
思想と変わるものではない。
【００１７】本発明の特徴的な制御は、以後の部分に述
べられるが、これは主として再循環空気量制御と、これ
に応じて燃料量を修正制御する部分に係わる。再循環空
気量制御のために本発明では、負荷要求信号Ｌｄを入力
とする関数発生器ＦＧ１において、低負荷であるほど大
きくなる出力信号Ｓ１が求められる。この信号Ｓ１は調
節器ＰＩ３に与えられ、再循環制御手段１０を制御す
る。
べられるが、これは主として再循環空気量制御と、これ
に応じて燃料量を修正制御する部分に係わる。再循環空
気量制御のために本発明では、負荷要求信号Ｌｄを入力
とする関数発生器ＦＧ１において、低負荷であるほど大
きくなる出力信号Ｓ１が求められる。この信号Ｓ１は調
節器ＰＩ３に与えられ、再循環制御手段１０を制御す
る。
【００１８】この説明から、低負荷であるほどコンプレ
ッサ１の空気吸入口に戻される排出ガスの量が大きくな
ることが理解できるが、再循環される排出ガス量の大小
は本発明においては以下のような技術的意味を有する。
ッサ１の空気吸入口に戻される排出ガスの量が大きくな
ることが理解できるが、再循環される排出ガス量の大小
は本発明においては以下のような技術的意味を有する。
【００１９】まず、ガスタービンは一定速度で回転して
おり、従って特別の空気量制御をしない限り吸入空気量
（体積流量）は負荷に係わりなく一定と考えて良い。こ
れに対し、燃料量は負荷に比例して増大するから、低負
荷であるほど空気量過多の状態となり、必然的に燃焼温
度ひいてはガスタービン排出ガス温度が低下する傾向に
有る。
おり、従って特別の空気量制御をしない限り吸入空気量
（体積流量）は負荷に係わりなく一定と考えて良い。こ
れに対し、燃料量は負荷に比例して増大するから、低負
荷であるほど空気量過多の状態となり、必然的に燃焼温
度ひいてはガスタービン排出ガス温度が低下する傾向に
有る。
【００２０】本発明の場合、大気温度の外気と高温のガ
スタービン排出ガスが混合されて吸入空気とされ、かつ
低負荷であるほど再循環されるガスタービン排出ガス量
が増大するため、燃焼温度ひいてはガスタービン排出ガ
ス温度が負荷の低減に伴い低下するのを抑止することが
できる。そして、より望ましくは負荷と係わりなく燃焼
温度（ガスタービン排出ガス温度）をほぼ一定とするこ
とが可能である。図１の関数発生器ＦＧ１は係る観点か
ら排出ガス量の再循環割合が決定されており、従って関
数発生器ＦＧ１の出力信号Ｓ１は、図示の例ではガスタ
ービン排出ガス温度を負荷と係わりなくほぼ一定とする
ための信号を意味している。
スタービン排出ガスが混合されて吸入空気とされ、かつ
低負荷であるほど再循環されるガスタービン排出ガス量
が増大するため、燃焼温度ひいてはガスタービン排出ガ
ス温度が負荷の低減に伴い低下するのを抑止することが
できる。そして、より望ましくは負荷と係わりなく燃焼
温度（ガスタービン排出ガス温度）をほぼ一定とするこ
とが可能である。図１の関数発生器ＦＧ１は係る観点か
ら排出ガス量の再循環割合が決定されており、従って関
数発生器ＦＧ１の出力信号Ｓ１は、図示の例ではガスタ
ービン排出ガス温度を負荷と係わりなくほぼ一定とする
ための信号を意味している。
【００２１】本発明では関数発生器１の出力に応じて燃
焼温度一定を実現するが、実運転では燃焼温度が変化す
ることも有るために、燃焼温度をガスタービン排出ガス
温度とコンプレッサ出口圧力から関数発生器２において
推定し、関数発生器１の出力を減算器ＡＤ３に印加して
関数発生器１の出力を修正する。また、この修正制御を
行うときには、燃料量と空気量をバランスさせるために
燃料量側に対しても修正制御を行う。
焼温度一定を実現するが、実運転では燃焼温度が変化す
ることも有るために、燃焼温度をガスタービン排出ガス
温度とコンプレッサ出口圧力から関数発生器２において
推定し、関数発生器１の出力を減算器ＡＤ３に印加して
関数発生器１の出力を修正する。また、この修正制御を
行うときには、燃料量と空気量をバランスさせるために
燃料量側に対しても修正制御を行う。
【００２２】次に、図１のように構成され運転されるプ
ロセスにより、所望の目的が達成できることについて説
明する。
ロセスにより、所望の目的が達成できることについて説
明する。
【００２３】まず、図２は、コンプレッサ１に吸入され
る混合気の体積流量，重量流量、並びに再循環割合と負
荷の関係を記したものであり、体積流量は負荷に関係な
く一定であるが、重量流量は高温空気の増大に伴い減少
する。ガスタービン出口から高温空気を再循環させる場
合の再循環量は、５０％負荷では約２割程度，３０％負
荷では３割程度である。
る混合気の体積流量，重量流量、並びに再循環割合と負
荷の関係を記したものであり、体積流量は負荷に関係な
く一定であるが、重量流量は高温空気の増大に伴い減少
する。ガスタービン出口から高温空気を再循環させる場
合の再循環量は、５０％負荷では約２割程度，３０％負
荷では３割程度である。
【００２４】ところで、コンプレッサ１の出入口の圧力
比は、コンプレッサ１の翼形状と吸気の軸流速によって
一義的に定まる。本発明の場合、コンプレッサ１に吸入
される混合気の温度が負荷と共に変化（高負荷であるほ
ど高温）するが、コンプレッサ１に流入する体積流量は
変化せず、従って軸流速も変化しないので、部分負荷運
転時にも圧力比は変化しない。この過程は断熱変化に近
いものであり、圧力上昇と共に温度が上昇する。混合気
温の外気温からの上昇分に対する出口温度上昇分の比
は、例えば、圧力比１５のとき、約２になる。
比は、コンプレッサ１の翼形状と吸気の軸流速によって
一義的に定まる。本発明の場合、コンプレッサ１に吸入
される混合気の温度が負荷と共に変化（高負荷であるほ
ど高温）するが、コンプレッサ１に流入する体積流量は
変化せず、従って軸流速も変化しないので、部分負荷運
転時にも圧力比は変化しない。この過程は断熱変化に近
いものであり、圧力上昇と共に温度が上昇する。混合気
温の外気温からの上昇分に対する出口温度上昇分の比
は、例えば、圧力比１５のとき、約２になる。
【００２５】圧縮空気は燃焼器２で等圧過程の下で燃焼
温度にまで加熱される。本発明によれば、負荷低下時の
燃焼温度の低下は抑止され、図１の実施例によれば部分
負荷時にも一定に保たれる。次に、燃焼ガスはガスター
ビン３で断熱膨張する過程で仕事をし、その一部はコン
プレッサ１と発電機６を駆動するために消費されるた
め、正味出力はその差に相当する。
温度にまで加熱される。本発明によれば、負荷低下時の
燃焼温度の低下は抑止され、図１の実施例によれば部分
負荷時にも一定に保たれる。次に、燃焼ガスはガスター
ビン３で断熱膨張する過程で仕事をし、その一部はコン
プレッサ１と発電機６を駆動するために消費されるた
め、正味出力はその差に相当する。
【００２６】ガスタービン３の排気の一部は、配管９と
制御手段１０を経由してコンプレッサ１の吸気の一部と
して再循環される。残りの排気は、排熱回収ボイラ４で
エンタルピを回収されたのち大気に放散される。排熱回
収ボイラ４では高圧蒸気が生成され、これが蒸気タービ
ン５と発電機６を駆動して発電する。
制御手段１０を経由してコンプレッサ１の吸気の一部と
して再循環される。残りの排気は、排熱回収ボイラ４で
エンタルピを回収されたのち大気に放散される。排熱回
収ボイラ４では高圧蒸気が生成され、これが蒸気タービ
ン５と発電機６を駆動して発電する。
【００２７】次に、本発明により所望の効果を達成でき
ることについて説明すると、まず、図３は排気再循環を
行わないコンバインドサイクルプラントにおける効率を
模式的に示したものであり、ガスタービン効率をηGT、
蒸気タービン効率をηST，排熱回収ボイラの効率をηB
としたときの総合効率ηは、次の（数１）のように表す
ことができる。
ることについて説明すると、まず、図３は排気再循環を
行わないコンバインドサイクルプラントにおける効率を
模式的に示したものであり、ガスタービン効率をηGT、
蒸気タービン効率をηST，排熱回収ボイラの効率をηB
としたときの総合効率ηは、次の（数１）のように表す
ことができる。
【００２８】
【数１】 η＝ηGT＋（１−ηGT）ηSTηB …（数１） これに対し、図４は本発明のコンバインドサイクルプラ
ントにおける効率を模式的に示したものであり、Ｔは各
部の温度、ｍは再循環ガス量の比率を示している。
ントにおける効率を模式的に示したものであり、Ｔは各
部の温度、ｍは再循環ガス量の比率を示している。
【００２９】
【数２】
【００３０】数２において、再循環を行わずｍ＝０の
時、Ｔ1＝Ｔ0であり、したがってν＝１となり、数２は
数１に一致する。数２の〔 〕内の第２項が排熱回収ボ
イラでの排気のエンタルピ回収による寄与を示す。本発
明ではブレイトンサイクルで回収した熱をランキンサイ
クルに回して仕事をさせているので、その分だけ効率が
向上している。
時、Ｔ1＝Ｔ0であり、したがってν＝１となり、数２は
数１に一致する。数２の〔 〕内の第２項が排熱回収ボ
イラでの排気のエンタルピ回収による寄与を示す。本発
明ではブレイトンサイクルで回収した熱をランキンサイ
クルに回して仕事をさせているので、その分だけ効率が
向上している。
【００３１】図５は、本発明の熱サイクルをエンタルピ
ｉ−エントロピＳ線図で示したものであり、点線の部分
がカルノーサイクルの特性図、一点鎖線で囲むガスター
ビン部分ＧＴと、排熱回収ボイラ（蒸気タービン）によ
る部分ＨＲＳＧ，ＳＴの和が従来の再循環を行わないシ
ステム構成のときの特性図、斜線で囲む部分が本発明に
よる特性図である。
ｉ−エントロピＳ線図で示したものであり、点線の部分
がカルノーサイクルの特性図、一点鎖線で囲むガスター
ビン部分ＧＴと、排熱回収ボイラ（蒸気タービン）によ
る部分ＨＲＳＧ，ＳＴの和が従来の再循環を行わないシ
ステム構成のときの特性図、斜線で囲む部分が本発明に
よる特性図である。
【００３２】この特性図から明らかなように、従来の再
循環を行わないシステム構成に較べて、本発明では再循
環による部分ｍが追加されている。このように、本発明
のプロセスは、ガスタービンの燃焼プロセスをカルノー
サイクルに特徴的な等温変化に近づけると共に、ガスタ
ービン排気のエンタルピを部分的に回収することで熱効
率を向上させている。なお、この図で、Ｔ２は燃焼器入
口温度、Ｔ３は燃焼器出口温度、Ｔ４はガスタービン出
口温度を示している。
循環を行わないシステム構成に較べて、本発明では再循
環による部分ｍが追加されている。このように、本発明
のプロセスは、ガスタービンの燃焼プロセスをカルノー
サイクルに特徴的な等温変化に近づけると共に、ガスタ
ービン排気のエンタルピを部分的に回収することで熱効
率を向上させている。なお、この図で、Ｔ２は燃焼器入
口温度、Ｔ３は燃焼器出口温度、Ｔ４はガスタービン出
口温度を示している。
【００３３】本発明のガスタービン排気を再循環させる
位置は任意の場所にできることを前記したが、図６は、
再循環させる排気の温度Ｔαと排気の割合ｍ，コンプレ
ッサ入口吸気温度Ｔ1との関係を示す。但し、この特性
は、大気温度Ｔ0＝０℃，燃焼器出口温度Ｔ3＝１２００
℃ ，酸素消費率５％のときにコンプレッサ入口吸気温
度Ｔ1 を算出したものである。この図から明らかなよう
に、再循環ガス温度Ｔαと抽気割合ｍの選択範囲は、ガ
スタービン排気中の酸素濃度がゼロになる条件、ガスタ
ービンのゼロ出力温度ならびに排気温度の条件から定ま
る。
位置は任意の場所にできることを前記したが、図６は、
再循環させる排気の温度Ｔαと排気の割合ｍ，コンプレ
ッサ入口吸気温度Ｔ1との関係を示す。但し、この特性
は、大気温度Ｔ0＝０℃，燃焼器出口温度Ｔ3＝１２００
℃ ，酸素消費率５％のときにコンプレッサ入口吸気温
度Ｔ1 を算出したものである。この図から明らかなよう
に、再循環ガス温度Ｔαと抽気割合ｍの選択範囲は、ガ
スタービン排気中の酸素濃度がゼロになる条件、ガスタ
ービンのゼロ出力温度ならびに排気温度の条件から定ま
る。
【００３４】図７は、負荷変化を行うときの吸入空気の
体積容量（一点鎖線），重量流量（点線），燃焼温度，
ガスタービン排出温度の変化を示す図であり、燃焼温度
とガスタービン排気温度が出力によらず一定なので、制
御パラメータが２つ減少し運転が容易になる。コンプレ
ッサ入口体積流量を一定に保つように再循環流量を制御
すると、ガスタービンの空気重量流量は負荷に対して図
中に示すように変化する。最小負荷時の重量流量は定格
負荷の約１／２になる。
体積容量（一点鎖線），重量流量（点線），燃焼温度，
ガスタービン排出温度の変化を示す図であり、燃焼温度
とガスタービン排気温度が出力によらず一定なので、制
御パラメータが２つ減少し運転が容易になる。コンプレ
ッサ入口体積流量を一定に保つように再循環流量を制御
すると、ガスタービンの空気重量流量は負荷に対して図
中に示すように変化する。最小負荷時の重量流量は定格
負荷の約１／２になる。
【００３５】以上のことから、ガスタービン排気温度を
一定とするための出力（負荷要求）−吸気温度テーブル
の一例を示す。但し、この特性は大気温度が０℃のとき
の特性であり、従って１００％負荷で、再循環割合ｍが
０のときには、吸気温度は０度である。そして、５０％
負荷のときは吸気温度を１００℃にすればよく、このこ
とからガスタービン排出ガスの再循環割合が定められ
る。同様の特性は、任意の大気温度の場合にも同様に設
定可能であり、前記の図１の関数発生器ＦＧ１の特性
は、大気温度をパラメータとして負荷要求Ｌｄと再循環
割合ｍの関係が定められたものである。
一定とするための出力（負荷要求）−吸気温度テーブル
の一例を示す。但し、この特性は大気温度が０℃のとき
の特性であり、従って１００％負荷で、再循環割合ｍが
０のときには、吸気温度は０度である。そして、５０％
負荷のときは吸気温度を１００℃にすればよく、このこ
とからガスタービン排出ガスの再循環割合が定められ
る。同様の特性は、任意の大気温度の場合にも同様に設
定可能であり、前記の図１の関数発生器ＦＧ１の特性
は、大気温度をパラメータとして負荷要求Ｌｄと再循環
割合ｍの関係が定められたものである。
【００３６】図９は、部分負荷運転時の効率低下を、ガ
スタービン排出ガスの再循環を行わない熱サイクル（点
線）の効率と比較して示したものである。本発明（実
線）においては、部分負荷時に排気の再循環流量が増す
ので、排気のエンタルピ回収割合が大きくなり、このた
め部分負荷時の効率低下が少ない。また、コンプレッサ
１内空気の軸流速が不変なので、サージや入口部での臨
界流の発生がなく、理論的にはガスタービン３をゼロ出
力まで運転することができる。このため、従来の方式よ
りもさらに低負荷まで安定にプラントを運転できるとい
う特長がある。
スタービン排出ガスの再循環を行わない熱サイクル（点
線）の効率と比較して示したものである。本発明（実
線）においては、部分負荷時に排気の再循環流量が増す
ので、排気のエンタルピ回収割合が大きくなり、このた
め部分負荷時の効率低下が少ない。また、コンプレッサ
１内空気の軸流速が不変なので、サージや入口部での臨
界流の発生がなく、理論的にはガスタービン３をゼロ出
力まで運転することができる。このため、従来の方式よ
りもさらに低負荷まで安定にプラントを運転できるとい
う特長がある。
【００３７】図１０は、トッピングサイクル（ガスター
ビン系統）とボトミングサイクル（排熱回収ボイラと蒸
気タービン系統）の出力配分を示す。点線で示す従来方
式では、負荷の低下に伴いガスタービン排出ガス温度が
大きく低下するために、排熱回収ボイラで発生する蒸気
の蒸発量が大きく変動し、この結果蒸気タービン出力が
部分負荷では急速に低下してしまうという問題があっ
た。また、ボトミングサイクルは複雑な蒸気回路から構
成されているため、外乱に対する整定時間が５乃至１０
分のオーダーであり、負荷要求に対する追従性の良いプ
ラントを得るには、ボトミングサイクルの出力変動分を
少なくする必要があった。
ビン系統）とボトミングサイクル（排熱回収ボイラと蒸
気タービン系統）の出力配分を示す。点線で示す従来方
式では、負荷の低下に伴いガスタービン排出ガス温度が
大きく低下するために、排熱回収ボイラで発生する蒸気
の蒸発量が大きく変動し、この結果蒸気タービン出力が
部分負荷では急速に低下してしまうという問題があっ
た。また、ボトミングサイクルは複雑な蒸気回路から構
成されているため、外乱に対する整定時間が５乃至１０
分のオーダーであり、負荷要求に対する追従性の良いプ
ラントを得るには、ボトミングサイクルの出力変動分を
少なくする必要があった。
【００３８】本発明では、ガスタービン排出ガスのエン
タルピが回収されるので、ボトミングサイクルの出力は
プラント出力の低下に対して緩慢になり、トッピングサ
イクルに対して時定数の大きいボトミングサイクルの運
転が容易かつプラントの負荷追従性がよいという効果が
ある。このボトミングサイクル出力の低下が少ないとい
う効果は、ガスタービンの排気温度が負荷変動に係わり
なく一定なことに起因して生じており、部分負荷時の僅
かな効率低下は排気流量の減少によるものである。ま
た、従来方式では部分負荷時に排気温度が変動し、この
結果頻繁に部分負荷運転を行うときには、ガスタービ
ン，ＨＲＳＧの構成材料の熱疲労，クリープ変形による
損傷が問題であったが、排気温度一定の本発明ではこの
問題点を防止できる。
タルピが回収されるので、ボトミングサイクルの出力は
プラント出力の低下に対して緩慢になり、トッピングサ
イクルに対して時定数の大きいボトミングサイクルの運
転が容易かつプラントの負荷追従性がよいという効果が
ある。このボトミングサイクル出力の低下が少ないとい
う効果は、ガスタービンの排気温度が負荷変動に係わり
なく一定なことに起因して生じており、部分負荷時の僅
かな効率低下は排気流量の減少によるものである。ま
た、従来方式では部分負荷時に排気温度が変動し、この
結果頻繁に部分負荷運転を行うときには、ガスタービ
ン，ＨＲＳＧの構成材料の熱疲労，クリープ変形による
損傷が問題であったが、排気温度一定の本発明ではこの
問題点を防止できる。
【００３９】図１１は、本発明によりＮＯｘが低減する
という効果を説明するための図である。まず燃焼器２で
ＬＮＧを燃料として燃焼を行う場合、重量で５％の水蒸
気を生成する。再循環によりこの水蒸気が還流されて再
度燃焼器に導入されるが、この場合に水蒸気によりＮＯ
ｘ生成を抑制できる。この効果は、再循環量の多い部分
負荷ほど吸気中の水蒸気濃度が高いので、ＮＯｘ低減効
果が大きいという特徴がある。なお、図１２は、大気温
度をパラメータとするときの相対湿度に対する出力変化
（同図（ａ））、同じく熱効率（同図（ｂ））を示して
おり、この図に示すように、湿度が上がるとサイクル効
率が向上し、出力が増加するという関係にある。
という効果を説明するための図である。まず燃焼器２で
ＬＮＧを燃料として燃焼を行う場合、重量で５％の水蒸
気を生成する。再循環によりこの水蒸気が還流されて再
度燃焼器に導入されるが、この場合に水蒸気によりＮＯ
ｘ生成を抑制できる。この効果は、再循環量の多い部分
負荷ほど吸気中の水蒸気濃度が高いので、ＮＯｘ低減効
果が大きいという特徴がある。なお、図１２は、大気温
度をパラメータとするときの相対湿度に対する出力変化
（同図（ａ））、同じく熱効率（同図（ｂ））を示して
おり、この図に示すように、湿度が上がるとサイクル効
率が向上し、出力が増加するという関係にある。
【００４０】第２の実施例を図１３に示すように、第１
の実施例では配管９の取出口がガスタービン３出口であ
ったが、本実施例では取出口をＨＲＳＧ４の出口に設け
ている。この場合には、部分負荷時にもＨＲＳＧ４の排
気流量とボトミングサイクルの出力が定格出力時の値に
保持されるという効果がある。つまり、サイクル熱出力
の変化分は、ガスタービン３の出力変化に等しいので部
分負荷の運転制御はさらに容易になる。この場合のサイ
クル熱効率は、数３で表すことができる。ただし、取出
部の排気温度が低い（図５参照）ので、本実施例を適用
できる負荷範囲は限定される。
の実施例では配管９の取出口がガスタービン３出口であ
ったが、本実施例では取出口をＨＲＳＧ４の出口に設け
ている。この場合には、部分負荷時にもＨＲＳＧ４の排
気流量とボトミングサイクルの出力が定格出力時の値に
保持されるという効果がある。つまり、サイクル熱出力
の変化分は、ガスタービン３の出力変化に等しいので部
分負荷の運転制御はさらに容易になる。この場合のサイ
クル熱効率は、数３で表すことができる。ただし、取出
部の排気温度が低い（図５参照）ので、本実施例を適用
できる負荷範囲は限定される。
【００４１】
【数３】
【００４２】第３の実施例を図１４に示す。本実施例で
は、ＨＲＳＧ４の伝熱面積を増加させておき、再循環排
気のエンタルピをＨＲＳＧ４で回収した後にコンプレッ
サ１に導入するようにしたものである。従来は白煙対策
のためＨＲＳＧ４出口の排気温度を下げられない事情が
あったが、上記のようにすれば廃熱を有効に回収でき
る。この場合の熱サイクル効率は、数４で表すことがで
きる。
は、ＨＲＳＧ４の伝熱面積を増加させておき、再循環排
気のエンタルピをＨＲＳＧ４で回収した後にコンプレッ
サ１に導入するようにしたものである。従来は白煙対策
のためＨＲＳＧ４出口の排気温度を下げられない事情が
あったが、上記のようにすれば廃熱を有効に回収でき
る。この場合の熱サイクル効率は、数４で表すことがで
きる。
【００４３】
【数４】 η＝ηGT(１−ηGT)｛ηB＋ｍ(１−ηB)｝ηST …（数４） 第１〜第３の実施例によれば、プラント出力の季節変動
を防止できるという共通する効果がある。ガスタービン
３は気温の変化により出力が変動するが、本発明の場合
には吸気温度を固定できるので上記の現象を回避できる
図１５は、第３の実施例に示した方法と従来例を組み合
わせた第４の実施例を示す。負荷調節はコンプレッサ入
口に設けたインレット ガイド ベーン（IGV)１１を用
いて空気流量の増減と連動させるが吸気温度は、季節，
負荷を問わず一定に保つものである。上記した実施例の
すべては、ガスタービン３を用いるあらゆる種類のコン
バインドプラントに用いることができる。
を防止できるという共通する効果がある。ガスタービン
３は気温の変化により出力が変動するが、本発明の場合
には吸気温度を固定できるので上記の現象を回避できる
図１５は、第３の実施例に示した方法と従来例を組み合
わせた第４の実施例を示す。負荷調節はコンプレッサ入
口に設けたインレット ガイド ベーン（IGV)１１を用
いて空気流量の増減と連動させるが吸気温度は、季節，
負荷を問わず一定に保つものである。上記した実施例の
すべては、ガスタービン３を用いるあらゆる種類のコン
バインドプラントに用いることができる。
【００４４】図１６は、ガスタービンに流路を絞る可変
翼１２を設けた第５の実施例を示す。前記した実施例で
圧力比を維持したまま圧縮機１の質量流量を低下すると
サージあるいはストール現象の発生が懸念される場合が
ある。これを避けるため、可変翼の開度を制御系８で調
整し、圧縮機１の出口空気圧力を制御したものである。
翼１２を設けた第５の実施例を示す。前記した実施例で
圧力比を維持したまま圧縮機１の質量流量を低下すると
サージあるいはストール現象の発生が懸念される場合が
ある。これを避けるため、可変翼の開度を制御系８で調
整し、圧縮機１の出口空気圧力を制御したものである。
【００４５】図１７は、インタークーラ１３を具備した
第６の実施例を示す。低部分負荷時には圧縮機１の出口
温度が高くなり、圧縮機１から抽気した空気によるガス
タービン３の翼の冷却が効果的に行えなくなる可能性が
ある。これを回避するため、圧縮機から抽気した空気を
インタークーラで冷却するものである。さらに、制御系
８により燃焼温度を制御すれば、ガスタービンの翼をよ
り効果的に冷却することができる。上記した第５，第６
の実施例によれば、部分負荷帯を拡大する効果がある。
第６の実施例を示す。低部分負荷時には圧縮機１の出口
温度が高くなり、圧縮機１から抽気した空気によるガス
タービン３の翼の冷却が効果的に行えなくなる可能性が
ある。これを回避するため、圧縮機から抽気した空気を
インタークーラで冷却するものである。さらに、制御系
８により燃焼温度を制御すれば、ガスタービンの翼をよ
り効果的に冷却することができる。上記した第５，第６
の実施例によれば、部分負荷帯を拡大する効果がある。
【００４６】前記の図１は一軸型の構成を示すが、本発
明はむしろ多軸型に好適である。その理由は、ガスター
ビン３の排気温度が負荷変動時に変化しないので、軸間
の蒸気条件の変動が少ないからである。図１８は、多軸
型コンバインドプラントへの適用例を示す。各ガスター
ビンが異なった負荷状態にあっても、本発明ではガスタ
ービン３からの排気ガス温度に大差がないので、蒸気タ
ービンの負荷制御が容易である。
明はむしろ多軸型に好適である。その理由は、ガスター
ビン３の排気温度が負荷変動時に変化しないので、軸間
の蒸気条件の変動が少ないからである。図１８は、多軸
型コンバインドプラントへの適用例を示す。各ガスター
ビンが異なった負荷状態にあっても、本発明ではガスタ
ービン３からの排気ガス温度に大差がないので、蒸気タ
ービンの負荷制御が容易である。
【００４７】第７の実施例を図１９に示す。圧縮機１，
ガスタービン３，蒸気タービン５が同軸上にあり発電機
６の軸との連結部に調速機構１４が設けられている。調
速機構は、歯車，流体継手，サイリスタ，ＧＴＯなど、
タービン系の回転数の変化に対して、発電機が一定の回
転数を維持できるものであれば如何なるものでもよい。
本実施例では、タービンの回転数と圧縮機の体積流量を
圧縮機入口の混合ガス温度の平方根に比例して制御す
る。これにより、圧縮機の修正流量と修正回転数を部分
負荷時にも一定に保つことが出来る利点がある。
ガスタービン３，蒸気タービン５が同軸上にあり発電機
６の軸との連結部に調速機構１４が設けられている。調
速機構は、歯車，流体継手，サイリスタ，ＧＴＯなど、
タービン系の回転数の変化に対して、発電機が一定の回
転数を維持できるものであれば如何なるものでもよい。
本実施例では、タービンの回転数と圧縮機の体積流量を
圧縮機入口の混合ガス温度の平方根に比例して制御す
る。これにより、圧縮機の修正流量と修正回転数を部分
負荷時にも一定に保つことが出来る利点がある。
【００４８】
【発明の効果】本発明によれば、部分負荷時の熱効率を
高くすることができる。また、その他には、負荷によら
ず、燃焼温度とガスタービンからの排気温度を一定に保
てるので運転・制御性に優れ、機器構成材料の熱損傷も
少ない。従来実績が軸あたり〜３０％負荷であるのに対
し、ガスタービンゼロ出力運転まで運転可能(〜１０％)
であり、運転範囲が広い。低ＮＯｘ燃焼が可能であり、
燃焼器内でのＮＯｘ生成率は従来比１／４にできる。排
気取出点をＨＲＳＧ下流とすることにより、部分負荷時
にボトミングサイクルの出力を不変に保つことができ、
運転・制御性をさらに高めることができる。再循環配管
にエコノマイザを設けることによりボトミングサイクル
の熱効率を向上することができる。
高くすることができる。また、その他には、負荷によら
ず、燃焼温度とガスタービンからの排気温度を一定に保
てるので運転・制御性に優れ、機器構成材料の熱損傷も
少ない。従来実績が軸あたり〜３０％負荷であるのに対
し、ガスタービンゼロ出力運転まで運転可能(〜１０％)
であり、運転範囲が広い。低ＮＯｘ燃焼が可能であり、
燃焼器内でのＮＯｘ生成率は従来比１／４にできる。排
気取出点をＨＲＳＧ下流とすることにより、部分負荷時
にボトミングサイクルの出力を不変に保つことができ、
運転・制御性をさらに高めることができる。再循環配管
にエコノマイザを設けることによりボトミングサイクル
の熱効率を向上することができる。
【図１】本発明の一実施例を示す図。
【図２】燃焼温度，空気流量の負荷依存性を示す図。
【図３】従来のコンバインドプラントのサイクル構成を
示す図。
示す図。
【図４】再循環系を有する本発明のサイクル構成を示す
図。
図。
【図５】熱サイクルのＴ−Ｓ線図を示す図。
【図６】排気の抽気温度，抽気量の選択可能範囲を示す
図。
図。
【図７】空気重量流量と負荷との関係を示す図。
【図８】混合気の温度とプラント出力との関係を示す
図。
図。
【図９】本発明の部分負荷効率が良いことを示す図。
【図１０】トッピングとボトミングの出力配分を示す
図。
図。
【図１１】本発明により大幅なＮＯｘ低減が可能である
ことを示す図。
ことを示す図。
【図１２】相対湿度と出力，効率との関係を示す図。
【図１３】本発明のほかの実施例を示す図。
【図１４】本発明のほかの実施例を示す図。
【図１５】本発明のほかの実施例を示す図。
【図１６】本発明のほかの実施例を示す図。
【図１７】本発明のほかの実施例を示す図。
【図１８】本発明のほかの実施例を示す図。
【図１９】本発明のほかの実施例を示す図。
１…コンプレッサ、２…燃焼器、３…ガスタービン、４
…排熱回収ボイラ(ＨＲＳＧ)、５…蒸気タービン、６…
発電機、７…燃料供給系、８…制御系、９…配管、１０
…弁、１１…ＩＧＶ、１２…可変翼、１３…インタク−
ラ、１４…調速機構。
…排熱回収ボイラ(ＨＲＳＧ)、５…蒸気タービン、６…
発電機、７…燃料供給系、８…制御系、９…配管、１０
…弁、１１…ＩＧＶ、１２…可変翼、１３…インタク−
ラ、１４…調速機構。
フロントページの続き (72)発明者 佐々木 俊彦 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 (72)発明者 小松 秀明 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 (72)発明者 桐上 清一 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 (72)発明者 鈴村 武 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 (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 (72)発明者 池口 隆 茨城県土浦市神立町502番地 株式会社日 立製作所機械研究所内 (72)発明者 杉田 成久 茨城県土浦市神立町502番地 株式会社日 立製作所機械研究所内
Claims (4)
- 【請求項１】コンプレッサにより圧縮した空気を燃焼器
に与えて燃料を燃焼してガスタービンを駆動し、ガスタ
ービン排ガスを熱源とする排熱回収ボイラにより蒸気を
発生して蒸気タービンを駆動するとともに、ガスタービ
ン排ガスの一部をコンプレッサ入口に戻すようにされた
排気再循環型コンバインドプラントにおいて、 コンバインドプラントの負荷低下に伴うガスタービン排
ガス温度の低下を抑止すべくコンプレッサ入口に戻すガ
スタービン排ガス量を調整することを特徴とする排気再
循環型コンバインドプラント。 - 【請求項２】コンプレッサにより圧縮した空気を燃焼器
に与えて燃料を燃焼してガスタービンを駆動し、ガスタ
ービン排ガスを熱源とする排熱回収ボイラにより蒸気を
発生して蒸気タービンを駆動するとともに、ガスタービ
ン排ガスの一部をコンプレッサ入口に戻すようにされた
排気再循環型コンバインドプラントにおいて、 コンバインドプラントの負荷低下に伴い、コンプレッサ
入口に戻すガスタービン排ガス量を増大することを特徴
とする排気再循環型コンバインドプラント。 - 【請求項３】コンプレッサにより圧縮した空気を燃焼器
に与えて燃料を燃焼してガスタービンを駆動し、ガスタ
ービン排ガスを熱源とする排熱回収ボイラにより蒸気を
発生して蒸気タービンを駆動するとともに、ガスタービ
ン排ガスの一部をコンプレッサ入口に戻すようにされた
排気再循環型コンバインドプラントにおいて、 ガスタービン燃焼器における燃焼温度を一定とすべくコ
ンプレッサ入口に戻すガスタービン排ガス量を調整する
ことを特徴とする排気再循環型コンバインドプラント。 - 【請求項４】コンプレッサにより圧縮した空気を燃焼器
に与えて燃料を燃焼してガスタービンを駆動し、ガスタ
ービン排ガスを熱源とする排熱回収ボイラにより蒸気を
発生して蒸気タービンを駆動するとともに、ガスタービ
ン排ガスの一部をコンプレッサ入口に戻すようにされた
排気再循環型コンバインドプラントにおいて、 コンバインドプラントの負荷低下に伴い、コンプレッサ
入口に戻すガスタービン排ガス温度を高くすることを特
徴とする排気再循環型コンバインドプラント。
Priority Applications (6)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5173940A JP2954456B2 (ja) | 1993-07-14 | 1993-07-14 | 排気再循環型コンバインドプラント |
| CN94107869A CN1074085C (zh) | 1993-07-14 | 1994-07-14 | 热电厂 |
| US08/568,176 US5794431A (en) | 1993-07-14 | 1995-12-06 | Exhaust recirculation type combined plant |
| US09/022,441 US6173562B1 (en) | 1993-07-14 | 1998-02-12 | Exhaust recirculation type combined plant |
| JP10227831A JPH11132055A (ja) | 1993-07-14 | 1998-08-12 | 排気再循環型コンバインドプラント |
| US09/521,609 US6202400B1 (en) | 1993-07-14 | 2000-03-09 | Gas turbine exhaust recirculation method and apparatus |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5173940A JP2954456B2 (ja) | 1993-07-14 | 1993-07-14 | 排気再循環型コンバインドプラント |
Related Child Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10227831A Division JPH11132055A (ja) | 1993-07-14 | 1998-08-12 | 排気再循環型コンバインドプラント |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0734900A true JPH0734900A (ja) | 1995-02-03 |
| JP2954456B2 JP2954456B2 (ja) | 1999-09-27 |
Family
ID=15969890
Family Applications (2)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP5173940A Expired - Lifetime JP2954456B2 (ja) | 1993-07-14 | 1993-07-14 | 排気再循環型コンバインドプラント |
| JP10227831A Pending JPH11132055A (ja) | 1993-07-14 | 1998-08-12 | 排気再循環型コンバインドプラント |
Family Applications After (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10227831A Pending JPH11132055A (ja) | 1993-07-14 | 1998-08-12 | 排気再循環型コンバインドプラント |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (2) | JP2954456B2 (ja) |
| CN (1) | CN1074085C (ja) |
Cited By (19)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP0887530A2 (en) | 1997-06-27 | 1998-12-30 | Hitachi, Ltd. | Gas turbine with exhaust gas recirculation |
| US6250065B1 (en) | 1998-04-21 | 2001-06-26 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Gas turbine combustion system and combustor ignition method therefor |
| US6389796B1 (en) | 1999-10-05 | 2002-05-21 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Gas turbine system and combined plant comprising the same |
| JP2003529701A (ja) * | 1999-06-10 | 2003-10-07 | エンハンスド タービン アウトプット ホールディング エル エル シー | 過給発電ガスタービン装置、過給補助装置、過給発電ガスタービン装置作動方法、高圧流体搬送用ダクト及び発電設備 |
| WO2008139534A1 (ja) * | 2007-04-27 | 2008-11-20 | Hitachi, Ltd. | 天然ガス液化プラント及びその電力供給システム、制御装置、運用方法 |
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