JPH08158814A

JPH08158814A - コンバインドサイクルプラントの吸気冷却システム

Info

Publication number: JPH08158814A
Application number: JP29730194A
Authority: JP
Inventors: Kazuichi Iwasaki; 崎和市岩; Takayuki Marume; 目隆之丸
Original assignee: Toshiba Corp
Current assignee: Toshiba Corp
Priority date: 1994-11-30
Filing date: 1994-11-30
Publication date: 1996-06-18

Abstract

(57)【要約】【目的】排ガスボイラから排出される高温の排ガスの
未利用エネルギを回収すること。【構成】コンバインドサイクルプラントにおける排熱
ボイラ８出口とスタック９間に配設され、排熱ボイラ出
口の高温の排ガスから熱回収する排熱回収熱交換器２２
と、その排熱回収交換器で熱回収を行った温水を熱源と
する低温水吸収冷凍機２８と、その低温水吸収冷凍機に
より冷却された冷水によりガスタービンの吸気を冷却す
る吸気冷却器３０とを設けた。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、電力負荷平準化のため
のコンバインドサイクルプラントの吸気冷却システムに
係り、特に高温である排熱ボイラ出口の未利用エネルギ
を活用し、プラントの発電出力を向上させるようにした
吸気冷却システムに関する。

【０００２】

【従来の技術】ガスタービンの入口温度は、例えば１１
００℃前後で単体の効率は３０％前後であり、しかも排
ガスの温度が５００〜６００℃程度である。そこで、こ
のガスタービンを蒸気タービンサイクルと組合わせて排
ガスのエネルギを排熱ボイラで回収することにより、４
２〜４３％の高効率発電プラントが実現できる。このガ
スタービンと蒸気タービンとの組合わせを複合サイクル
プラントと称して、一般にコンバインドサイクルプラン
トと呼んでいる。

【０００３】コンバインドサイクルプラントには単圧力
式と復圧力式の２種類があるが、図１１に単圧式を例に
とり、コンバインドサイクルプラントを説明する。

【０００４】図１１において符号１は圧縮機であって、
その圧縮機１において吸気室２を介して吸入された外気
３が加圧され、燃焼器４に供給される。この燃焼器４で
は燃焼器４に供給された燃料が上記外気と混合されて燃
焼し、その燃焼ガスがガスタービン５に供給され、そこ
で仕事を行ない発電機６を駆動する。

【０００５】上記ガスタービン５で仕事を行った排ガス
７は排熱ボイラ８に導入され、そこで給水と熱交換して
蒸気を発生させた後、排熱ボイラ８の出口からスタック
９を介して大気中へ放出される。一方、上記排熱ボイラ
８で発生した蒸気は蒸気タービン１０に送給され、そこ
で仕事を行ない発電機１１を駆動する。そして、上記蒸
気タービン１０で仕事を行なった蒸気は復水器１２で復
水され、給水ポンプ１３を介して上記排熱ボイラ８に還
流される。

【０００６】ところで、上述の如きコンバインドサイク
ルにおいては、図１２に示すように大気温度上昇に応じ
て出力が低下する傾向にある。一方、電力需要は年間を
通して大気温度が最も高い日時にピーク負荷となる。し
たがって、電力需要が高い日時にコンバインドサイクル
プラントの出力低下が生ずることは、コンバインドサイ
クルプラントの設備容量を極力小さく抑え経済的計画を
行う点で好ましい傾向ではない。すなわち、電力負荷の
平準化は安定した電力を公共に供給する意味で重要な課
題である。

【０００７】また、安価な夜間電力を利用し冷房負荷の
小さい夜間に製氷機で氷を製造し、氷蓄熱させ日中の冷
房負荷の大きい時に解氷させ氷蓄熱槽より冷水を吸気冷
却器へ供給する方式も提案されており、ガスタービン入
口空気を３８．３℃から４．４℃に下げることにより２
５％の発電出力の増加を達成したと報告されている。

【０００８】しかし、上記氷蓄熱槽を設けたプラント周
囲の環境条件は、乾球温度３８．３℃、相対湿度３４．
２％で比較的相対湿度が低いという条件であり、日本の
ように乾球温度３２℃、相対湿度６０％以上のような環
境条件では、吸気冷却コイル内の潜熱負荷が高く、した
がって冷凍機の冷凍能力の増大、外気冷却用冷水を製造
させるための冷凍機のランニングコストの増大を招く等
の問題がある。

【０００９】

【発明が解決しようとする課題】上述のように、コンバ
インドサイクルプラントにおいては大気温度上昇に伴な
って出力が低下するという問題とともに、さらに排熱ボ
イラ出口の約１００℃を超す高温の熱源を利用していな
い等の問題がある。すなわち、排ガスボイラ出口の温度
については大気汚染防止法では特に規定されていない
が、コンバインドサイクルプラントでの熱バランス計算
を行ないコンバインドサイクルの熱効率の最適化を計る
とともに、排ガスボイラから出た多湿の排気がスタック
出口より放出され、上空の周囲空気と接触する際に白煙
が生じ環境の美観を損うことを防止するため、排熱ボイ
ラの出口の排ガス温度が１００℃程度になるように決め
られている例が多い。しかし、上述のようにこの１００
℃の熱源が有効に利用されていないのが現状である。

【００１０】本発明はこのような点に鑑み、上記約１０
０℃の高温度の未利用エネルギーを可能な限り回収する
とともに、高温、多湿の外気を効率よく冷却させガスタ
ービンの発電出力を増大させることを目的とする。

【００１１】また、ガスタービンの吸気冷却及び排ガス
ボイラ出口の排熱回収熱交換器を設けた場合、極力その
圧力損失を小さくさせ、発電所出力の低下を防ぎ、また
スタック出口で生ずる白煙を自動的に防止し得るように
したコンバインドサイクルプラントの吸気冷却システム
を得ることを目的とする。

【００１２】

【課題を解決するための手段】第１の発明は、コンバイ
ンドサイクルプラントにおける排熱ボイラ出口とスタッ
ク間に配設され、排熱ボイラ出口の高温の排ガスから熱
回収する排熱回収熱交換器と、上記排熱回収熱交換器で
熱回収を行った温水を熱源とする低温水吸収冷凍機と、
その低温水吸収冷凍機により冷却された冷水によりガス
タービンの吸気を冷却する吸気冷却器とを設けたことを
特徴とする。

【００１３】第２の発明は、排熱回収熱交換器は排気ダ
クトをバイパスする排気バイパスダクト中に配設されて
いることを特徴とする。

【００１４】第３の発明は、排気バイパスダクトには流
量調整弁が設けられ、その流量調整弁の制御により、ス
タックから放出される排気による白煙の発生を防止する
ことを特徴とする。

【００１５】第４の発明は、吸気冷却器には吸気バイパ
スダクトが設けられていることを特徴とする。

【００１６】さらに第５の発明は、低温水吸収冷凍機に
は氷を製造する製氷機が併設されていることを特徴とす
る。

【００１７】また第６の発明は、吸気冷却器の外気取入
口部には、脱湿器が配設されていることを特徴とする。

【００１８】また脱湿器は脱湿膜であることを特徴とす
る。

【００１９】

【作用】排熱ボイラ出口に設けられている排熱回収熱交
換器によって排ガスと熱交換し加温された温水が、低温
水吸収冷凍機に送られ、そこで冷水が製造される。上記
低温水吸収冷凍機で製造された冷水はガスタービンの吸
気部に設けられている吸気冷却器に送られ、そこでガス
タービンの吸気の冷却が行なわれ、コンバインドサイク
ル発電の出力低下が防止されるとともに、排ガスの高温
な未利用エネルギを回収することができる。

【００２０】また、排熱回収熱交換器を排気ダクトをバ
イパスするバイパス管に設けるとともに、排気バイパス
流量調節弁をバイパス管に設けることによって、合流後
のスタック出口の排ガスの温度、湿度を調整することが
でき、また排熱回収熱交換器を選択的に使用することも
できる。

【００２１】さらに、吸気冷却器に吸気バイパスを設け
た場合には、冬期等に吸気冷却器を通さずに吸気をガス
タービンに供給することができ、圧力損失に相当する動
力の削除を行なうことができる。また、外気処理用とし
て脱湿膜を設けることで、吸気冷却器の冷却負荷を小さ
くさせることができる。

【００２２】

【実施例】以下、添付図面を参照して本発明の実施例に
ついて説明する。なお、図中１１と同一部分には同一符
号を付しその詳細な説明は省略する。

【００２３】排熱ボイラ８の出口とスタック９とを接続
する排気ダクト２０には排気バイパスダクト２１が接続
されており、その排気バイパスダクト２１に排熱回収熱
交換器２２が設けられている。上記排気バイパスダクト
２１にはさらに上記排熱回収熱交換器２２の上流側に排
気バイパスファン２３及び排気バイパス流量調整弁２４
が設けられ、下流側には流量計２５が設けられている。

【００２４】しかして、排熱ボイラ８から排出される排
ガスの一部が排気バイパスファン２３により排気バイパ
ス流量調整弁２４を介して排熱回収熱交換器２２に送ら
れ、そこで被加熱管２６内を流通する水を過熱した後、
排気ダクト２０に還流され、排熱ボイラ８の排ガスと合
流しスタック９から大気中に放出される。

【００２５】一方、上記排熱回収熱交換器２２の被加熱
管２６を流通する過程で加温された温水は、熱回収配管
２７を介して低温水吸収冷凍機２８に熱源として送給さ
れる。そして、上記低温水吸収冷凍機２８で発生した冷
水は冷水管２９を介して吸気室２内に設けられた吸気冷
却器３０に送られ、そこで圧縮機１に吸入される外気の
冷却が行なわれる。上記吸気冷却器３０で上気外気と熱
交換した温水は再び前記低温水吸収冷凍機２８に還流さ
れる。

【００２６】ところで、排熱ボイラ８から排出される排
ガスの温度が約１００℃以上の場合、排熱回収熱交換器
２２では、８０〜９０℃の高温の温水の形で上記排ガス
の温度が熱回収され、低温水吸収冷凍機２８で２０℃以
下の冷水が製造される。そして、上記冷水によって３２
℃の外気が吸気冷却器３０で約２５℃程度まで冷却され
る。

【００２７】冷凍機は冷媒が蒸発気化する際に周囲（循
環水）より熱を奪う原理を利用しているが、電動ターボ
冷凍機では、蒸発気化した冷媒を再利用するために圧縮
機と凝縮器を用い、元の液体に戻しているが、吸収冷凍
機ではこれを化学的に行なうために吸収剤を用いて行な
われる。吸収剤としては一般にリチウム溶液が使用され
る例が多い。上記吸収冷凍機の駆動熱源は蒸気又は高温
水であり、駆動熱源として７９〜９８℃の高温水である
温排水を利用するものを低温水吸収冷凍機と称してい
る。

【００２８】低温水吸収冷凍機２８の成績係数は吸収剤
として臭化リチウム溶液を使った場合約０．７であり、
排熱ボイラ８の出口で回収した熱エネルギの内約０．７
の冷房能力で吸気冷却器３０に冷水を供給することがで
きる。

【００２９】すなわち、乾燥空気１ｋｇと蒸気χｋｇが
混合した湿り空気（１＋χ）ｋｇのエンタルピｉは気温
ｔ℃においてｉ＝０．２４ｔ＋（５９７＋０．４４ｔ）χ ｋｃａｌ
／ｋｇここにχ：絶対湿度ｋｇ／ｋｇ排ガスを絶対湿度一定として１００℃より７０℃まで熱
回収したとすればχ＝０．１４ｋｇ／ｋｇとした場合ｉ＝（＝１００℃）＝１１３．７４ｋｃａｌ／ｋｇｉ（＝７０℃）＝１０４．６９ｋｃａｌ／ｋｇとなり、その差９．０５ｋｃａｌ／ｋｇの熱回収が可能
である。低温水吸収冷凍機の成績係数を０．７１とすれ
ば９．０５ｋｃａｌ／ｋｇ×０．７１＝６．４２ｋｃａｌ／ｋｇ（１）が吸気冷却機の冷却用として利用される。

【００３０】外気の気温および絶対湿度を３２℃０．０
１９ｋｇ／ｋｇ′とすればｉ（＝３２℃）＝１９．２９ｋｃａｌ／ｋｇ（２）吸気冷却器の出口の状態は（２）−（１）＝１２．８７
ｋｃａｌ／ｋｇ。相対温度９０％とすれば湿り空気線図
より冷却コイル出口温度は約２５℃付近となる。

【００３１】したがって、真夏でも外気を約２５℃まで
冷却可能であり、図１２に示すように、外気設計条件３
２℃でのコンバインドサイクル出力を比較すると、大幅
の出力向上が可能となる。

【００３２】低温水吸収冷凍機は、吸収剤として水及び
冷媒としてアンモニアを使用した場合は成績係数はさら
に大きくなり回収熱量は大きくなる。また外気を２５℃
より低く下げることができる。

【００３３】一方、ガスタービンの発電出力は、吸気室
２を経てガスタービンの圧縮機１の入口までの給気圧力
損失、及びガスタービン５の出口より排熱ボイラ８を経
てスタック９出口までの排気圧力損失が大きい程出力低
下が生じる。したがって、これらの吸気系統と排気系統
にそれぞれ吸気冷却器３０及び排熱回収熱交換器２２を
直接設置し、それらによる圧力損失を生じさせることは
発電出力の低下という点で好ましくない。

【００３４】図２は、吸気室２の一部断面斜視図であ
り、吸気室２の一側壁部にはルーバ３１が設けられてお
り、そのルーバ３１の内面側にはフィルタ３２が設けら
れている。また上記吸気室２内には、上記フィルタ３２
と対向するように一つの吸気冷却器３０ａが設置され、
その吸気冷却器３０ａの後方両側部には後方に向って約
４５°拡開するように二つの吸気冷却器３０ｂ、３０ｃ
が設置されている。また、上記吸気室２の底壁の下方に
は、吸気バイパスダクト３３が配設されており、その吸
気バイパスダクト３３の一端３３ａが前記吸気冷却器３
０ａの前面側に開口され、他端がその吸気冷却器３０ａ
の後方に開口しており、その吸気バイパスダクト３３の
中間部に吸気切換弁３４が設けられている。図３にその
断面図を示す。

【００３５】しかして、吸気の冷却を行なう場合には、
外気がルーバ３１及びフィルタ３２を経て吸気室２内に
流入し、各吸気冷却器３０ａ、３０ｂ、３０ｃを通過し
て冷却され、図示しない圧縮機に吸入される。

【００３６】吸気冷却器の大きさは、従来の面風速約
２．５ｍ／ｓを基準として通常吸気冷却器３０ａの１台
のみを設置すればよいが、上記実施例では風速を約１．
２５ｍ／ｓに下げ吸気圧力損失を下げる目的で吸気冷却
器３０ｂ、３０ｃの２台が余分に設けてある。したがっ
て、上述のように面風速を下げることにより吸気圧力損
失は約１／４に減少される。

【００３７】吸気冷却器３０ａ、３０ｂ、３０ｃは外気
乾球温度が所定温度例えば１５℃以上になったときのみ
外気冷却用として使用するものであり、外気乾球温度が
１５℃以下の場合は不用となる。この場合は、吸気バイ
パスダクト３３に設けられている吸気切換弁３４を開く
ことにより、吸気室２内に吸入された外気は、吸気バイ
パスダクト３３に導かれ、吸気冷却器３０ａ、…を通ら
ずにバイパスされ、圧縮機１へ送気される。

【００３８】したがって、吸気冷却器３０ａ、３０ｂ、
３０ｃにおける圧力損失を無くすことができる。

【００３９】ところで、スタック９から放出される排気
が周囲の外気と接触することにより白煙が発生すること
がある。図４は湿り空気線図であり、図４の状態点Ａは
１００℃の高温で大気中に排ガスを放出した場合の例で
あり、状態点Ａの排ガスと外気とが混合した場合には混
合点Ｉとなり、状態点Ｂの排ガスと外気とが混合された
場合には混合点IIとなる。そしてこの混合点IIの場合に
は、飽和曲線と交わるため白煙が発生する。一方混合点
Ｉの場合は飽和曲線と交わらないため白煙の発生はな
い。したがって、白煙の発生は排熱ボイラ出口の温度、
湿度と、外気の温度・湿度が決定されれば白煙発生の有
無は決まってしまう。

【００４０】そこで、図１に示すように、スタック９の
入口部と出口部にそれぞれ温度・湿度検出器３５が設け
られており、この検出信号にもとづいて制御ユニット３
６によって白煙の発生がある排ガスであるかどうか、つ
まり外気との混合点が算出され飽和曲線と交差するか否
かを判断される。そして白煙の発生がある状態の場合に
は、風量調整弁２４が絞り方向に制御される。したがっ
て、排ガスダクト２０内における合流後の排ガス温度が
上げられるとともに相対湿度が下げられて状態点III と
してから大気へ放出される。しかして、図４に示す如く
大気とスタック出口の混合点はIII となり飽和曲線と交
差しなくなり、この一連の制御で自動的に白煙の発生が
防止される。このように白煙防止をコントロールするこ
とができるため排ガスの高温の未利用エネルギーの顕熱
を最大限に回収することができる。

【００４１】図５は排熱回収熱交換器部の概略構成を示
す図であり、排気バイパスファン２３の下流側に、排熱
回収熱交換器ケーシング４０が設けられており、そのケ
ーシング４０内に複数の排熱回収熱交換器２２が排ガス
の気流に直交するように設けられている。しかして、排
ガスは排熱回収熱交換器２２により顕熱冷却されてスタ
ック９へ送給される。

【００４２】排熱回収熱交換器２２の面風速は通常約５
ｍ／ｓであり、排熱回収熱交換器２２の台数は処理風量
で決まるが、図５では便宜上３台使用したものを示す。

【００４３】しかして、上記排熱回収熱交換器２２によ
り排ガスの有する高温未利用エネルギを顕熱の形で回収
することができる。また、図５では排熱回収熱交換器を
排ガスの気流に対して垂直に設けたものを示したが、図
６に示すように、排ガスの気流に対して平行に設けるこ
ともできる。この場合には排熱回収熱交換ケーシングの
断面積を小さくすることができ、配置計画が容易とな
り、またケーシングの組み立てが容易となり経済的なも
のとすることができる。

【００４４】また、排熱回収熱交換器２２は、図１に示
すように排気バイパスダクトに設けられているため、中
間期、冬期に排熱回収熱交換器を使用しない場合は、排
気バイパスファン２３を停止させ、さらに風量調整弁２
４を全閉とすることで、排ガスは排気バイパスダクト２
１を通らず直接スタック９へ向うことができる。したが
って、中間期、冬期における排熱回収熱交換器の圧力損
失に相当する動力の削減ができる。

【００４５】また、排熱回収熱交換器２２がバイパスダ
クト２１に設けてあるため、排熱交換器の点検をコンバ
インドサイクルプラントの運転継続中に実施することが
でき、コンバインドサイクルプラントの年間を通しての
稼動率を上げることができる。

【００４６】図７は、図１の吸気冷却システムに氷蓄熱
システムを付加した応用例を示す図であり、低温水吸収
冷凍機２８に製氷機４５が連設されている。

【００４７】すなわち、低温水吸収冷凍機２８で製造さ
れた冷水が、冷水循環管４６を介して上記製氷機４５の
凝縮器４７に供給されるようにしてあり、また製氷機４
５の蒸発器４８には、水・氷蓄熱槽４９から不凍液ポン
プ５０によって汲み上げられた不凍液が流通するように
してある。したがって、圧縮機５１によって加圧された
冷媒が凝縮器４７に供給されそこで冷水と熱交換して凝
縮される。そしてこの凝縮器４８で凝縮した冷媒が蒸発
器４８に送られ、そこで蒸発して前記不凍液を冷却した
後再び圧縮機４７に還流される。一方、上記蒸発器４８
で冷却された不凍液は−５℃以下となり、水・氷蓄熱槽
４９へ放出され不凍液粒子表面に氷が形成され氷５２が
製造される。

【００４８】また、前記冷水循環管４６には凝縮器４７
の入口及び出口側にはそれぞれ製氷機切替弁５３ａ、５
３ｂが設けられており、上記製氷機切替弁５３ａの上流
側（低温水吸収冷凍機側）が蓄熱層切替弁５４ａを介し
て水・氷蓄熱槽４９に連通され、さらに上記製氷機切替
弁５３ｂの下流側に蓄熱槽冷水ポンプ５５及び蓄熱槽切
替弁５４ｂを介して水・氷蓄熱槽４９が接続されてい
る。そして、上記水・氷蓄熱槽４９内の冷水が前記吸気
冷却器３０に供給されるようにしてある。

【００４９】しかして、昼間で氷を製造する必要がない
場合には、製氷機切替弁５３ａ及び５３ｂが全閉され、
蓄熱槽切替弁５４ａ、５４ｂが開かれ、蓄熱槽冷水ポン
プ５５によって水・氷蓄熱槽４９内の冷水が前記低温水
吸収冷凍機２８との間に還流され、低温水吸収冷凍機２
８によって製造された冷水が、水・氷蓄熱槽４９内に供
給され、この冷水が吸気冷却器３０に送られ、圧縮機１
に吸入される外気の冷却が行なわれる。一方、夜間にお
いては、安価な夜間電力を利用して、前述のように製氷
機４５が作動されそれによって氷が製造され、その氷と
して蓄熱される。

【００５０】このようにして、安価な夜間電力を有効に
利用して、排熱ボイラ８の出口における排ガス温度を氷
として蓄熱でき、これを吸気冷却用に利用でき、また低
温水吸収冷凍機と製氷機との組合わせにより製氷機の凝
縮温度を下げることができ、製氷機の冷凍サイクルにお
ける温度差を小さくすることができ、同じ量の氷を作る
消費電力の低減ができ製氷を行なう際の夜間の消費エネ
ルギを氷蓄熱システムにおける夜間の消費エネルギより
小さくすることができる。

【００５１】図８は、図７の吸気冷却・氷蓄熱システム
における代表的な負荷パターン図である。運転効率の悪
い製氷の負荷を小さくすることで夜間の製氷のためのエ
ネルギ量を小さくさせている。

【００５２】また、低温水吸収冷凍機２８と製氷機４５
を組合せることで吸気冷却器３０へ供給する冷水温度を
約５℃まで下げることが可能となり、外気３２℃の温度
を例えば約１０℃以下まで吸気冷却器３０により下げる
ことができる。したがって、図１のシステムよりさらに
発電出力を増加することができる。

【００５３】図９は吸気冷却器３０の冷却付加の低減を
目的とした応用例である。すなわち、日本国内のように
高温・多湿（乾球温度３２℃以上、相対湿度６０％以
上）の外気を例えば乾球温度１５℃以下に冷却させるた
めには、湿り空気の性質より露点温度を下げなければな
らない。つまり顕熱冷却と潜熱冷却が必要となり特に潜
熱冷却（除湿負荷）の割合が大きい。そこで、吸気室２
内には、吸気冷却器３０の上流側に脱湿膜６０が配設さ
れており、多湿の空気を吸気室２の入口に設けられてい
る除湿用圧縮機６１で昇圧（約１〜５ｋｇ／ｃｍ²Ｇ）
させて、上記脱湿膜６０を通過させて除湿処理を行な
い、吸気冷却器３０へ送給する。

【００５４】上記脱湿膜６０としては水蒸気透過性を有
するポリマー膜、ポリイミド膜、ポリスルホン中空糸等
があ。脱湿膜６０についての原理図を図１０に示す。こ
のような脱湿膜６０を採用することで完全な連続乾燥、
長寿命メンテナンスフリー、冷却負荷の大幅な低減が可
能となる。つまり吸気冷却用と冷水を製造するために消
費されるエネルギーの大幅な削減を行なうことができ
る。なお、図９においては脱湿膜の上流側に除湿用圧縮
機を設けたものを示したが、ガスタービン用圧縮機で代
用することもできる。

【００５５】

【発明の効果】以上説明したように、本発明は排熱ボイ
ラ出口の高温の排ガスから熱回収する排熱回収熱交換器
と、そこで熱回収を行なった温水を熱源とする低温水吸
収冷凍機と、その低温水吸収冷凍機で製造された冷水に
よってガスタービンの吸気を冷却する吸気冷却器とを設
けたので、排熱ボイラ出口の高温の未利用エネルギを利
用してガスタービンの吸気を冷却することができ、上記
未利用のエネルギを有効に回収することができるととも
に、外気温度が高いために生じるコンバインドサイクル
発電の出力低下を防ぐことができる。また、低温吸収冷
凍機に製氷機を併設した場合には、夜間等に上記製氷機
により氷を製造し、書間等にその氷を利用してガスター
ビンの吸気を冷却でき、消費電力の削減が可能となる。
さらに、排熱回収熱交換器を排気バイパスダクト中に配
設した場合には、排気バイパス流量調節弁によって合流
後のスタック出口の排ガスの温度、湿度を調整すること
ができ、排ガスを大気へ放出する際に生じる白煙の発生
を防止でき、或は冬期等のように排熱回収熱交換器を使
用しない場合には、排熱回収熱交換器を通さずに排ガス
を大気に放出でき、圧力損失を低減できる。また、外気
処理用として脱湿膜を設けた場合には吸気冷却器の冷却
負荷を小さくすることができ、製氷機、冷凍機の消費電
力を小さくすることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明のコンバインドサイクルプラントの吸気
冷却システムの一実施例を示す系統図。

【図２】本発明における吸気室の一部切欠斜視図。

【図３】吸気室の縦断面図。

【図４】スタックからの白煙発生説明図。

【図５】排熱回収熱交換器部の斜視図。

【図６】排熱回収熱交換器部の他の実施例を示す図。

【図７】本発明の吸気冷却システムの他の実施例を示す
図。

【図８】負荷パターン説明図。

【図９】吸気室の他の実施例を示す図。

【図１０】脱湿膜説明図。

【図１１】従来のコンバインドサイクルプラントの概略
構成を示す系統図。

【図１２】大気温度がコンバインドサイクルプラントに
及ぼす影響説明図。

【符号の説明】

１圧縮機２吸気室５タービン８排熱ボイラ９スタック１０蒸気タービン２０排気ダクト２１排気バイパスダクト２２排熱回収熱交換器２４排気バイパス流量調整弁２８低温水吸収冷凍機３０，３０ａ，３０ｂ，３０ｃ吸気冷却器３３吸気バイパスダクト３４吸気切替弁４５製氷機４７凝縮器４８蒸発器４９水・氷蓄熱槽６０脱湿膜

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】コンバインドサイクルプラントにおける排
熱ボイラ出口とスタック間に配設され、排熱ボイラ出口
の高温の排ガスから熱回収する排熱回収熱交換器と、上
記排熱回収熱交換器で熱回収を行った温水を熱源とする
低温水吸収冷凍機と、その低温水吸収冷凍機により冷却
された冷水によりガスタービンの吸気を冷却する吸気冷
却器とを設けたことを特徴とする、コンバインドサイク
ルプラントの吸気冷却システム。
【請求項２】排熱回収熱交換器は排気ダクトをバイパス
する排気バイパスダクト中に配設されていることを特徴
とする、請求項１記載のコンバインドサイクルプラント
の吸気冷却システム。
【請求項３】排気バイパスダクトには流量調整弁が設け
られ、その流量調整弁の制御により、スタックから放出
される排気による白煙の発生を防止することを特徴とす
る、請求項２記載のコンバインドサイクルプラントの吸
気冷却システム。
【請求項４】吸気冷却器には吸気バイパスダクトが設け
られていることを特徴とする、請求項１記載のコンバイ
ンドサイクルプラントの吸気冷却システム。
【請求項５】低温水吸収冷凍機には氷を製造する製氷機
が併設されていることを特徴とする、請求項１記載のコ
ンバインドサイクルプラントの吸気冷却システム。
【請求項６】吸気冷却器の外気取入口部には、脱湿器が
配設されていることを特徴とする、請求項１記載のコン
バインドサイクルプラントの吸気冷却システム。
【請求項７】脱湿器は脱湿膜であることを特徴とする、
請求項６記載のコンバインドサイクルプラントの吸気冷
却システム。