JPWO2008129652A1 - Gas turbine power generation facility and starting method thereof - Google Patents

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Abstract

本発明の目的は、圧縮機インペラ（１）とタービンホイール（６）の外径差（タービンホイール外径＞圧縮機インペラ外径）を大きくして大容量化を図った場合でも、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら着火・起動できるガスタービン発電設備を提供することにある。上記目的を達成するために、遠心圧縮機と半径流タービンを組み合わせた構造を適用したガスタービン発電設備において、発電出力を大容量化するため、タービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比を１．１５以上とする構造とすることを特徴とする。The object of the present invention is to increase the capacity of the entire system by increasing the difference in outer diameter between the compressor impeller (1) and the turbine wheel (6) (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter). The object is to provide a gas turbine power generation facility capable of igniting and starting while maintaining a stable pressure balance. In order to achieve the above object, in the gas turbine power generation equipment to which a structure combining a centrifugal compressor and a radial flow turbine is applied, the ratio of the turbine wheel outer diameter to the compressor impeller outer diameter is used in order to increase the power generation output. It is characterized by setting it as 1.15 or more.

Description

本発明は、遠心圧縮機と半径流タービンの組み合わせにより構成されたガスタービン発電設備及びその起動方法に関する。   The present invention relates to a gas turbine power generation facility constituted by a combination of a centrifugal compressor and a radial flow turbine, and a starting method thereof.

最近、数十から数百ｋＷのガスタービンを用いて発電機を運転するガスタービン発電設備の市場投入や新規開発が進んでいるが、発電出力が１００ｋＷ以下の設備では、発電機を駆動するガスタービン部分に遠心圧縮機と半径流タービンを組み合わせた構造を採用している場合が多い。
このような構造から成るガスタービン発電設備を起動する場合、エヌ・ティー・エス、マイクロガスタービンの開発動向と将来展望、（２００１年）、第１６１頁から第１６２頁において記載されているように、まず発電機をモータとして使用して、システム全体の圧力バランスを安定状態に保ちながら燃焼器で安定して着火できる着火回転数（定格回転数の２５％）まで昇速した後、そのまま着火回転数に保持して着火する。着火を確認した後、さらにシステム全体の圧力バランスを安定状態に保ちながら定格回転数まで昇速する起動方法が一般的である。
また、このような構造から成るガスタービン発電設備において発電出力を大容量化するためには、半径流タービンの出力を増大する必要があり、必然的にタービンホイールの外径を大きくすることとなる。これに対して、圧縮機は、圧縮機を駆動するための消費動力を低減する必要があり、圧縮機インペラの外径は必要な圧力比を満足する範囲で出来るだけ小さくすることが求められる。結果として、発電出力を大容量化すると、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差（タービンホイール外径＞圧縮機インペラ外径）が大きくなる。
上記従来技術のように、発電出力の大容量化に伴い圧縮機インペラとタービンホイールの外径差がある程度より大きくなると、タービン入口温度がほぼ常温で、かつ定格流量に対して少ない空気流量でのモータリング運転となる起動時において、昇速するのに従い遠心圧縮機が、半径流タービンのポンプ動作に打ち勝って空気をタービン側へ送り込むことが困難となり、システム全体の圧力バランスを安定状態に保てなくなる現象が起こる。その結果、回転数の増加に見合った空気流量の増加が得られなくなり、従来技術に記載した着火回転数である定格回転数の２５％まで昇速できなくなる問題点があった。
本発明の目的は、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差（タービンホイール外径＞圧縮機インペラ外径）を大きくして大容量化を図った場合でも、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら着火・起動できるガスタービン発電設備およびその起動方法を提供することにある。Recently, gas turbine power generation equipment that operates a generator using a gas turbine of several tens to several hundred kW has been put on the market and new development has progressed. However, in equipment with a power output of 100 kW or less, the gas that drives the generator In many cases, the turbine portion employs a structure in which a centrifugal compressor and a radial flow turbine are combined.
When starting up a gas turbine power generation facility having such a structure, as described in NTS, Micro Gas Turbine Development Trends and Future Prospects, (2001), pages 161-162. First, the generator is used as a motor, the temperature is increased to an ignition speed (25% of the rated speed) that can be stably ignited by the combustor while maintaining the stable pressure balance of the entire system, and then the ignition speed is maintained. Hold on the number and ignite. After confirming the ignition, the starting method is generally to increase the speed to the rated speed while maintaining the pressure balance of the entire system in a stable state.
Further, in order to increase the power generation output in the gas turbine power generation facility having such a structure, it is necessary to increase the output of the radial turbine, and inevitably increase the outer diameter of the turbine wheel. . On the other hand, the compressor needs to reduce the power consumption for driving the compressor, and the outer diameter of the compressor impeller is required to be as small as possible within a range that satisfies the required pressure ratio. As a result, when the power generation output is increased, the difference in outer diameter between the compressor impeller and the turbine wheel (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter) increases.
As in the above prior art, when the outer diameter difference between the compressor impeller and the turbine wheel becomes larger than a certain level as the power generation output increases, the turbine inlet temperature is almost normal and the air flow rate is less than the rated flow rate. At the start of motoring operation, as the speed increases, it becomes difficult for the centrifugal compressor to overcome the pump operation of the radial flow turbine and to feed air to the turbine side, so that the pressure balance of the entire system can be kept stable. The phenomenon of disappearing occurs. As a result, there is a problem that the increase in the air flow rate corresponding to the increase in the rotational speed cannot be obtained, and the speed cannot be increased to 25% of the rated rotational speed that is the ignition rotational speed described in the prior art.
The object of the present invention is to maintain a stable pressure balance of the entire system even when a large capacity is achieved by increasing the outer diameter difference between the compressor impeller and the turbine wheel (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter). It is an object to provide a gas turbine power generation facility that can be ignited and started while maintaining the temperature and a starting method thereof.

上記目的を達成するための、本発明ガスタービン発電設備は、遠心圧縮機と半径流タービンを組み合わせた構造を適用したガスタービン発電設備において、発電出力を大容量化するため、タービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比を１．１５以上とする構造にある。
また、本発明のガスタービン発電設備の起動方法は、システム全体の圧力バランスが不安定となる回転数より低い回転数でのモータリング運転時に着火し、タービン本来の動作ができるようになる所定温度までタービン入口温度を上昇させ、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら昇速させることを特徴とする。
また、本発明のガスタービン発電設備の起動方法は、圧縮機がタービンのポンプ動作に打ち勝って空気をタービン側へ送り込むことができるように、外部から噴霧水やアシスト空気を圧縮機入口へ送り込むことにより、システム全体の圧力バランスを安定した状態で保ちながら昇速させることを特徴とする。In order to achieve the above object, the gas turbine power generation equipment of the present invention is a gas turbine power generation equipment to which a structure combining a centrifugal compressor and a radial flow turbine is applied. The compressor impeller has an outer diameter ratio of 1.15 or more.
In addition, the gas turbine power generation equipment start-up method of the present invention is ignited during motoring operation at a rotational speed lower than the rotational speed at which the pressure balance of the entire system becomes unstable, so that the original operation of the turbine can be performed. The temperature at the turbine inlet is increased until the pressure is increased while maintaining the pressure balance of the entire system in a stable state.
In addition, the gas turbine power generation facility activation method of the present invention feeds spray water or assist air from the outside to the compressor inlet so that the compressor can overcome the pump operation of the turbine and send air to the turbine side. Thus, the speed is increased while keeping the pressure balance of the entire system in a stable state.

第１図は、本発明のガスタービン構造の一実施例（第１の実施例）に関わるガスタービン発電設備の断面図。
第２図は、着火しないモータリング運転により昇速したときのタービンと圧縮機それぞれの回転数に対する圧力変化を示した概念図。
第３図は、圧力Ｐ１および空気流量と、着火回転数およびタービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比の関係を示した概念図。
第４図は、本発明のガスタービン起動方法の一実施例（第１の実施例）に関わる燃焼器縦断面図。
第５図は、本発明のガスタービン起動方法の別の実施例（第２の実施例）に関わる燃焼器縦断面図。
第６図は、第１あるいは第２の実施例を実施した場合と従来技術によりガスタービン発電設備を起動した場合で着火回転数までの消費電力を比較した概念図。
第７図は、本発明のガスタービン起動方法の別の実施例（第３の実施例）に関わるガスタービン発電設備の断面図。
第８図は、本発明のガスタービン起動方法の別の実施例（第４の実施例）に関わるガスタービン発電設備の断面図。FIG. 1 is a sectional view of a gas turbine power generation facility according to an embodiment (first embodiment) of a gas turbine structure of the present invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing changes in pressure with respect to the rotational speeds of the turbine and the compressor when the speed is increased by a motoring operation without ignition.
FIG. 3 is a conceptual diagram showing the relationship among pressure P1, air flow rate, ignition speed, turbine wheel outer diameter, and compressor impeller outer diameter ratio.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view of a combustor according to an embodiment (first embodiment) of a gas turbine starting method of the present invention.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a combustor according to another embodiment (second embodiment) of the gas turbine starting method of the present invention.
FIG. 6 is a conceptual diagram comparing the power consumption up to the number of ignition revolutions when the first or second embodiment is implemented and when the gas turbine power generation facility is activated according to the prior art.
FIG. 7 is a sectional view of a gas turbine power generation facility relating to another embodiment (third embodiment) of the gas turbine starting method of the present invention.
FIG. 8 is a sectional view of a gas turbine power generation facility relating to another embodiment (fourth embodiment) of the gas turbine starting method of the present invention.

本発明に関わるガスタービン発電設備の一実施例（第１の実施例）について第１図を用いて詳細に説明する。第１図は本発明に関わるガスタービン発電設備における発電機を駆動するガスタービン部分の断面図である。
本実施例におけるガスタービン発電設備は、１００ｋＷを超える発電出力を有し、特に発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用した場合の実施例である。本実施例におけるガスタービン発電設備において、特に発電機を駆動するガスタービン部分に着目し、空気の流れに従い、機器構成およびその動作について説明する。
大気中より流入した空気２１は、ガスタービン回転軸と一体に組み立てられた遠心圧縮機の動翼である圧縮機インペラ１により昇圧され、遠心圧縮機の静翼であるディフューザ２に流入する。ここで、ディフューザ２は圧縮機ケーシング３あるいは圧縮機背板４のどちらかと一体構造を成すものとする。空気２１は、ディフューザ２を周方向外向きに通過する際に、さらに減速されて静圧回復した後、約４〜５気圧、約２００℃の高圧空気２２となる。高圧空気２２は、図示しないスクロールへ導かれてさらに静圧回復した後、図示しない燃焼器に流入する。ここで、スクロールを出た高圧空気２２を、場合によっては図示しない再生熱交換器に導き、タービンの排気ガスとの熱交換により余熱した後に、図示しない燃焼器へ流入させても良い。
高圧空気２２は、図示しない燃焼器において、燃焼ガスと混合・燃焼により、約４〜５気圧、約１０００℃の高温ガス２３となる。
高温ガス２３は、半径流タービンの静翼であるノズル５に流入し、流路断面積の縮小に伴い加速される。ここで、ノズル５はタービン背板７あるいはタービンシェル８のどちらかと一体構造を成すものとする。加速された高温ガス２３は、ガスタービン回転軸と一体に組み立てられた半径流タービンの動翼であるタービンホイール６に流入し、膨張してタービンホイール６に回転エネルギーを与えて高温低圧ガス２４となり、図示しない排気ディフューザに導かれてさらに静圧回復した後に大気中へ排気される。ここで、排気ディフューザを出た高温低圧ガス２４を、場合によっては図示しない再生熱交換器に導き、圧縮機の吐出空気である高圧空気２２との熱交換をして温度を下げた後に、大気中へ排気しても良い。
本実施例のように、発電出力が１００ｋＷを超える大容量化に対応してタービン出力を増大するには、半径流タービンの場合、ノズルにより加速された流体がタービンホイールへ衝突することで発生する回転トルクを大きくするため、タービンホイールの外径を大きくすることが一般的である。
これに対し、発電出力が１００ｋＷを超える大容量化に対応して遠心圧縮機の消費動力を低減するには、回転に費やす消費動力を低減するため、圧縮機インペラの外径は必要な圧力比を満足する範囲で出来るだけ小さくすることが求められる。結果として、発電出力を大容量化すると、必然的にタービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の外径差が大きくなる。本実施例では、タービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．１５以上となっている。
上記のガスタービン発電設備を従来技術で起動する場合は、系統からの外部電力やバッテリー電力を使用してガスタービン回転軸をモータリング運転し、定格回転数の約２５％相当の着火回転数まで昇速することが必要になるが、本実施例のようにタービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．１５以上になると、システム全体の圧力バランスが不安定となる現象が生じ起動できなくなる。
このシステム全体の圧力バランスが不安定となる現象について第２図を用いて説明する。第２図は発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用したガスタービン発電設備を、着火しないモータリング運転により昇速したときのタービンと圧縮機それぞれの回転数に対する圧力変化を示したものである。ここで、タービンの圧力はノズル入口で定義した圧力であり、圧縮機の圧力は圧縮機スクロール出口で定義した圧力とする。
モータリングによる起動時は、タービン入口温度がほぼ常温で、かつ定格流量に対して少ない空気流量での運転となるため、タービンは本来の動作と異なるポンプ動作となる。昇速するに従いタービンのポンプ動作はその強さを増し、タービン入口圧力と圧縮機吐出圧力が均衡してシステム全体の圧力バランスを安定状態に保てなくなるため、遠心圧縮機がタービン側へ空気を送り込むことが困難となる。結果として回転数の増加に見合った空気流量の増加が得られなくなり、ある回転数以上に昇速させることができなくなってしまう。
すなわち、第２図に示すように、起動直後におけるタービン入口圧力と圧縮機吐出圧力の関係は「タービン入口圧力＜圧縮機吐出圧力」の状態にあるが、ある回転数Ｎｓに達すると、「タービン入口圧力＝圧縮機吐出圧力」（このときの圧力をＰ１とする）となる。そして、それ以上昇速すると「タービン入口圧力＞圧縮機吐出圧力」と相互の圧力の大小関係が逆転して、空気流量が減少する状態になってしまい、それ以上昇速できなくなる。
次に、タービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比と、圧力Ｐ１、空気流量及び着火回転数の関係について、第３図を用いて説明する。
第３図においてタービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が増加するに従い、圧力Ｐ１は２次曲線的に低下し、その圧力Ｐ１における空気流量（すなわち、回転数Ｎｓにおける空気流量）も減少する。ただし、タービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．１５付近より小さくなると、圧力Ｐ１における空気流量に関しては、圧力Ｐ１の減少幅が小さくなるのに伴い、流量の減少幅も小さくなる。これに対し、着火回転数における空気流量は、第３図に示すように燃焼器の着火できる流量範囲で制限されるため、「圧力Ｐ１における空気流量≧着火回転数における空気流量」でなければ着火できないことになる。本実施例のガスタービン発電設備は、タービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．１５以上であり、「圧力Ｐ１における空気流量＞着火回転数における空気流量」の条件をクリアするためには、定格回転数の１０％の運転点まで引き下げて定格空気流量の５％の空気流量Ｇｓで着火する必要がある。
なお、タービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．２以上になると、後述するように、圧縮機がタービンのポンプ動作に打ち勝って空気をタービン側へ送り込むことができるように、外部から噴霧水やアシスト空気を圧縮機入口へ送り込むことで圧力Ｐ１における空気流量を増加し、着火回転数における空気流量を上回る手段が必要となる。
定格空気流量の５％が得られる定格回転数の１０％の運転点で安定して着火することができるガスタービン燃焼器の一例としては、例えば国際公開公報ＷＯ２００５／０５９４４２Ａ１が挙げられる。第４図にその縦断面図を示す。
第４図に示した燃焼器は、大きく分けてパイロットバーナ３１，燃焼器ライナー３２，燃焼器エンドカバー３３，燃焼器外筒３４によって構成されている。
パイロットバーナ３１は、ガスタービン発電設備の起動に関わる着火を担うバーナであり、第１次燃料ノズル４３の周囲に、旋回羽４１を有する旋回通路４６を設けている。また、この旋回通路４６には、その内部に燃焼用空気を導入する第１次空気導入孔４２が形成されている。この第１次空気導入孔４２は円周方向８箇所に持っている。
燃焼器ライナー３２は燃焼室を構成する部品であり、燃焼器出口ガス温度分布を平滑化するための円周方向６箇所に設けた希釈孔５２および円周方向３箇所に設けた第２次空気導入孔５３を持ち、図示しないタービンとの連絡部品であるトランジッションピースに対してスプリングシール５１で取り合っている。
図示しない圧縮機から導かれた燃焼用空気は、燃焼器ライナー３２と燃焼器外筒３４の間の空間を流れ、その一部の燃焼用空気は円周方向６箇所に設けた希釈孔５２、円周方向３箇所に設けた第２次空気導入孔５３から燃焼室内に流入する。また、残りの燃料用空気は、円周方向８箇所に設けた第１次空気導入孔４２から旋回通路４６に流入し、旋回羽４１により所定の旋回を与えられた後、燃焼器ライナー３２の内側を流れる。そして、燃焼室内部で発生した燃焼ガスは、図示しないタービンとの連絡部品であるトランジッションピースへ流出する。
燃料は図面下側中央に位置する第１次燃料ノズル４３および図面中央の第２次燃料ノズル６１にそれぞれ独立して供給され、第１次燃料噴孔４４および第２次燃料噴孔６２から燃焼室内に噴出する。全ての燃料は直接燃焼室に向けて噴射されており、燃焼室外で燃料と空気が混在する予混合器のような部品がないため、原理的に自発火あるいは逆火といった事故は生じない。
パイロットバーナ３１は通常の拡散燃焼方式を採用している。ガスタービン発電設備において、着火時を除いて空気流量が十分に確保できる場合には、第１次空気導入孔４２から旋回通路４６に流入し旋回羽４１により所定の旋回を与えられた第１次燃焼用空気７１は旋回通路４６出口から燃焼室に入って急拡大するため、燃焼器頭部の第１次燃料ノズル４３下流に循環流領域を形成する。この循環流領域に対して第１次燃料ノズル４３端面に開口した第１次燃料噴孔４４から燃料を噴射し、拡散燃焼を行わせる。
一方、第２次空気導入孔５３から燃焼室内に噴出する第２次空気７２には、第２次空気導入孔５３と同じ位置に設置した第２次燃料ノズル６１から放射状に燃料が噴射される。但し、第２次燃料噴射直後は第２次空気７２が燃焼室に突入する流速が大きく、また周囲の燃焼ガスとの剪断が強いために、燃焼反応が始まってもすぐに火炎が吹き消えてしまい、第２次燃料ノズル６１近傍では火炎保持しないので第２次燃料ノズル６１や燃焼器ライナー３２壁面近傍には局所的な高温領域が現れず、信頼性確保の観点からも有利である。
このガスタービン燃焼器を定格空気流量の５％が得られる定格回転数の１０％の運転点で着火する場合、第１次燃焼用空気７１は、第１次空気導入孔４２から旋回通路４６に流入し旋回羽４１により所定の旋回を与えられ、旋回通路４６出口から燃焼室に入って急拡大するが、流速が遅いため燃焼器頭部の第１次燃料ノズル４３下流に循環流領域を形成するには至らず、燃焼器ライナー３２内を下流側へ向かう。
この下流側へ向かう第１次燃焼用空気７１は、周方向３箇所の第２次空気導入孔５３から燃焼器ライナー３２内に噴出した第２次空気７２と、燃焼器ライナー３２中心軸近傍で互いに衝突して内向き流れの循環流９１となり、淀み領域を形成する。この淀み領域内では流速は低下し充分に伝播火炎が維持できる条件となるため、第１次燃焼用空気７１中に投入された第１次燃料８１は、上記の内向き流れの循環流９１内で燃焼反応を開始し、着火に至る。
また、本実施例において、燃料は第１次燃料ノズル４３にのみ供給し、第１次燃料噴孔４４から燃焼器ライナー３２内へ噴出するが、第１次燃焼用空気７１と混合した段階では、空気流量が少ないため燃料過多の着火性が悪い状態である。
しかし、燃焼器ライナー３２内下流で周方向３箇所の第２次空気導入孔５３から燃焼器ライナー３２内に噴出した第２次空気７２と、燃焼器ライナー３２中心軸近傍で互いに衝突して淀み領域を形成する段階では、第２次空気７２により希釈され着火性が良好な状態に至る。
定格空気流量の５％が得られる定格回転数の１０％の運転点で着火するためには、第２次空気４２の噴流が燃焼器ライナー３２の中心軸近傍までパイロットバーナ３１の燃焼ガス流を横切って貫通し、第２次空気７２の噴流が相互に衝突して淀み領域を形成し、循環流領域を形成することが安定して着火する観点から重要である。
第２次空気７２の噴出流速を確保し、かつ第２次空気７２の噴流が燃焼器ライナー３２の中心軸近傍まで貫通することを確保するためには、燃焼器ライナー２断面で定義する平均空気流速に対する第２次空気４２の噴流の流速の比を約３倍以上に設計することが適当であり、燃焼器ライナー３２の表面積に対する開口部面積の比率を２０〜３０％、燃焼器の全圧損失係数を４０〜５０の間で設計することが望ましい。
なお、着火時における燃焼温度は、タービン入口温度が上がるとタービン本来の動作がポンプ動作を上回り、圧縮機がタービン側へ送り込む空気流量が増加する現象に着目し、システム全体の圧力バランスが不安定な状態での空気流量から、着火回転数に見合った本来の空気流量まで回復する温度以上かつ機器に昇温によるダメージを与えない温度以下とする。
本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法の別の実施例（第２の実施例）について第５図を用いて詳細に説明する。本実施例におけるガスタービン発電設備の構造および起動方法は第２の実施例と同様であるため重複する説明は割愛する。本実施例が第１の実施例と異なる点は、定格空気流量の５％が得られる定格回転数の１０％の運転点で着火する際の、燃焼器の着火方法である。第５図は、国際公開公報ＷＯ２００５／０５９４４２Ａ１に記載の従来技術に関わるガスタービン用燃焼器の縦断面図であり、機器構成およびその動作は第４図と全く同様であるため、ここでは説明を割愛する。
このガスタービン燃焼器を定格空気流量の５％が得られる定格回転数の１０％の運転点で安定して着火する運用方法の別の実施例を以下に説明する。なお、前に述べた実施例と重複する説明は割愛する。
このガスタービン燃焼器を定格空気流量の５％が得られる定格回転数の１０％の運転点で着火する場合、第１次燃焼用空気７１は、流速が遅いため燃焼器頭部の第１次燃料ノズル４３下流に循環流領域を形成するには至らず、燃焼器ライナー３２内を下流側へ向かう。この下流側へ向かう第１次燃焼用空気７１は、周方向３箇所の第２次空気導入孔５３から燃焼器ライナー２内に噴出した第２次空気４２と、燃焼器ライナー２中心軸近傍で互いに衝突して外向き流れの循環流９２となり、淀み領域を形成する。この淀み領域に向けて第２次空気導入孔５３と同じ位置に設置した第２次燃料ノズル６１から放射状に第２次燃料８２を噴射すると、これらの淀み領域における外向き流れの循環流９２内では、流速が低下し充分に伝播火炎が維持できる条件となるため、第２次燃料８２は第１次燃焼用空気７１および第２次空気７２と混合し、上記の循環流内で燃焼反応を開始し、着火に至る。
また、本実施例において、燃料は第２次燃料ノズル６１にのみ供給し、第２次燃料噴孔６２から燃焼器ライナー３２内へ噴出するが、周方向３箇所の第２次空気導入孔５３から燃焼器ライナー３２内に噴出した第２次空気７２のみと混合した段階では、空気流量が少ないため燃料過多の着火性が悪い状態である。
しかし、燃焼器ライナー３２内上流から流出して来る第１次燃焼用空気７１と、燃焼器ライナー３２中心軸近傍で互いに衝突して淀み領域を形成する段階では、第１次燃焼用空気７１により希釈され着火性が良好な状態に至る。なお、着火時における燃焼温度は、第１の実施例で述べたのと同様に設定するものとする。
本発明に関わるガスタービン発電設備において第１あるいは第２の実施例に述べた起動方法を実施した場合と、比較対象として従来技術に関わる起動方法で本発明に関わるガスタービン設備を起動できたと仮定した場合の着火回転数に至るまでの消費電力を比較した概念図を第６図に示す。ここでの本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法を実施した場合の着火回転数は、定格回転数の１０％を想定した。これに対し、従来技術に関わる起動方法でガスタービン設備を起動した場合は、エヌ・ティー・エス、マイクロガスタービンの開発動向と将来展望、（２００１年）、第１６１頁から第１６２頁において論じられた起動方法に基づき、着火回転数を定格の２５％と想定した。なお、着火時のタービン入口温度はエヌ・ティー・エス、マイクロガスタービンの開発動向と将来展望、（２００１年）、第１６１頁から第１６２頁において論じられた起動方法に基づき、従来技術および本発明に関わる技術とも同一条件で比較するため４００℃を想定した。
第６図からわかるように、従来技術に関わる起動方法でガスタービン設備を起動した場合の消費電力は、ガスタービンの空気との回転摩擦損失により回転数の３乗に比例して増加し、着火回転数において第６図中（２）の値となる。これに対し、本実施例に関わるガスタービン用燃焼器の運用方法を実施してガスタービン設備を着火した場合の消費電力は、従来技術に関わる着火回転数においても第６図中（１）の値へ減少する。これは、本発明に関わる着火回転数から従来技術に関わる着火回転数までの領域は、タービン入口温度が４００℃と高温であるためタービン本来の動作となることと、高温により空気の密度が減少した分だけタービンの回転摩擦損失も小さくなることにより、消費電力が従来技術より第６図中（Ａ）の分だけ削減できるためである。
本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法の別の実施例（第３の実施例）について第７図を用いて詳細に説明する。本実施例におけるガスタービン発電設備は、数十から数百ｋＷの発電出力を有し、特に発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用した場合の実施例である。本実施例におけるガスタービン発電設備のガスタービン部分は、その機器構成が第１図に示した断面図と同様であり、重複する説明は割愛する。本実施例のガスタービン発電設備は、少流量で着火できる燃焼器や再生熱交換器を備え付ける必要は必ずしも無い。
第７図において、タービンホイール６は、圧縮機インペラ１だけでなく、ガスタービン回転軸と一体に組み立てられた永久磁石９を有する発電機ロータも駆動する。駆動された発電機ロータは発電機ステータ１０と電磁場を形成し発電する。ただし、駆動エネルギーの全てが発電力にはならず、数％はロスとなり発電機ステータ１０が加熱する。本実施例では、発電機ステータ１０が過度に加熱しないよう、外部より発電機冷却空気２５を発電機ケーシング１１と発電機ステータ１０の間に導入するようになっている。発電機冷却空気２５は発電機ステータ１０を冷却しながら、発電機ケーシング１１と発電機ステータ１０の間に設けられた冷却流路を通過し、発電機冷却後空気２６として大気中より流入する空気２１と合流して（空気２１の流量＞発電機冷却空気２５の流量＝発電機冷却後空気２６の流量）圧縮機インペラ１へ流入する。
本実施例のガスタービン発電設備を着火回転数までモータリング運転で昇速して起動する場合、タービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．１５以上の組み合わせでもタービンのポンプ動作に打ち勝って圧縮機からタービン側へ空気を送り込み易くするため、最終的に圧縮機インペラ１へ空気２１と供に流入する発電機冷却空気２５を圧縮機のアシスト空気として使用し、圧縮機からタービン側へ送り込む空気量を増加する。その際、発電機冷却空気２５は、システム全体の圧力バランスが安定な状態での着火回転数に見合った空気流量まで流量が回復するよう、通常より加圧して流量を増加して送り込む。着火後は通常の発電機ステータ１０の冷却に必要な流量まで減少しても良いが、着火回転数までシステム全体の圧力バランス不安定により不足する流量分を把握しておき、その不足流量分をアシスト空気として最初から発電機冷却空気２５に追加しておけば、着火回転数までは加圧して冷却空気流量を増加するといった冷却空気送付圧力の切替動作が発生しないで済む。
なお、本実施例において、アシスト空気として発電機冷却空気２５を使用しなくても、外部より圧縮機インペラ１へ直接導入するよう別系統としても良い。
本発明に関わるガスタービン発電設備の起動方法の別の実施例（第４の実施例）について第８図を用いて詳細に説明する。本実施例におけるガスタービン発電設備は、数十から数百ｋＷの発電出力を有し、特に発電機を駆動するガスタービン部分に単段の遠心圧縮機と単段の半径流タービンを組み合わせた構造を適用した場合の実施例である。本実施例におけるガスタービン発電設備のガスタービン部分は、その機器構成が第１図に示した断面図と同様であり、重複する説明は割愛する。本実施例のガスタービン発電設備は、少流量で着火できる燃焼器や再生熱交換器を備え付ける必要は必ずしも無い。
第８図に示すように、本実施例のガスタービン発電設備の圧縮機は、圧縮機インペラ入口に直接水噴霧する水噴霧装置１２を設置している。本実施例のガスタービン発電設備を着火回転数までモータリング運転で昇速して起動する場合、タービンホイール外径１６と圧縮機インペラ外径１５の径比が１．１５以上の組み合わせでもタービンのポンプ動作に打ち勝って圧縮機からタービン側へ空気を送り込み易くするため、圧縮機インペラ入口へ水噴霧することにより圧縮機効率を改善し、圧縮機の吐出圧力を昇圧する。その際、噴霧する水の量はシステム全体の圧力バランスが安定な状態での着火回転数に見合った空気流量まで流量が回復するまで増加していく。ここで、噴霧する水の量を増加してもシステム全体の圧力バランスが安定化して空気流量が増加する効果が得られなくなった場合は、第３の実施例に述べたようにアシスト空気を圧縮機入口へ導入するなどの手段を補助的に追加して、圧力バランスの安定化を図る。または、第１および第２の実施例に述べたように少流量で着火できる燃焼器を備えておき、着火回転数を定格回転数の２５％相当より下げる手段を追加することで着火・起動することもできるが、水噴霧することにより、水噴霧しない場合よりも着火回転数を下げる幅が小さくて済む。
ここまで、本発明に関わるガスタービン発電設備のようにタービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比が１．１５以上になると、従来技術の起動方法では起動できないといった内容の説明を述べてきたが、この構造には定格運転時のスラストを小さくできるというメリットも有している。
遠心圧縮機と半径流タービンの遠心ターボ機械の組み合わせにより構成するガスタービン発電設備において、タービン入口温度を上げて発電出力を定格に向けて増加していくと、タービンノズルでの高温ガスの加速が促進され、タービンホイール入口の静圧は低下していく。これに対し、圧縮機はタービン入口温度が上がるに連れて設計点に近づくので圧力比が大きくなり、圧縮機インペラ出口の静圧も上昇する。結果として、定格運転時には、タービンホイールから圧縮機インペラ側へ押す方向のスラストが発生することになる。この定格運転時のスラストを小さくするには、タービンホイール外径を大きくすることでタービンホイールの受圧面積を広くすれば良いので、すなわちタービンホイール外径と圧縮機インペラ外径の径比が１．１５以上と大きくすることが有効ということになる。An embodiment (first embodiment) of a gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG. FIG. 1 is a sectional view of a gas turbine portion for driving a generator in a gas turbine power generation facility according to the present invention.
The gas turbine power generation facility in the present embodiment has a power generation output exceeding 100 kW, and in particular, when a structure in which a single-stage centrifugal compressor and a single-stage radial flow turbine are combined is applied to the gas turbine portion that drives the generator. This is an example. In the gas turbine power generation facility in the present embodiment, focusing on the gas turbine portion that drives the generator, the equipment configuration and the operation thereof will be described according to the air flow.
Air 21 that has flowed in from the atmosphere is pressurized by a compressor impeller 1 that is a moving blade of a centrifugal compressor that is assembled integrally with a gas turbine rotating shaft, and flows into a diffuser 2 that is a stationary blade of the centrifugal compressor. Here, it is assumed that the diffuser 2 has an integral structure with either the compressor casing 3 or the compressor back plate 4. When the air 21 passes through the diffuser 2 outward in the circumferential direction, it is further decelerated and recovered to static pressure, and then becomes high-pressure air 22 at about 4 to 5 atm and about 200 ° C. The high-pressure air 22 is guided to a scroll (not shown) and further recovered by static pressure, and then flows into a combustor (not shown). Here, the high-pressure air 22 that has exited the scroll may be guided to a regenerative heat exchanger (not shown) in some cases, and after remaining heat by heat exchange with the exhaust gas of the turbine, it may flow into a combustor (not shown).
The high-pressure air 22 becomes a high-temperature gas 23 of about 4 to 5 atm and about 1000 ° C. by mixing and combustion with combustion gas in a combustor (not shown).
The hot gas 23 flows into the nozzle 5, which is a stationary blade of the radial flow turbine, and is accelerated as the flow path cross-sectional area is reduced. Here, it is assumed that the nozzle 5 has an integral structure with either the turbine back plate 7 or the turbine shell 8. The accelerated hot gas 23 flows into the turbine wheel 6 which is a moving blade of a radial flow turbine assembled integrally with the gas turbine rotating shaft, expands, and gives rotational energy to the turbine wheel 6 to become a high-temperature and low-pressure gas 24. Then, after being guided to an exhaust diffuser (not shown) and further recovering the static pressure, it is exhausted to the atmosphere. Here, the high-temperature and low-pressure gas 24 exiting the exhaust diffuser is guided to a regenerative heat exchanger (not shown) in some cases, and heat is exchanged with high-pressure air 22 that is discharge air from the compressor to lower the temperature. You may exhaust it inside.
In the case of a radial flow turbine, in order to increase the turbine output in response to the increase in the power generation output exceeding 100 kW as in this embodiment, the fluid accelerated by the nozzle collides with the turbine wheel. In order to increase the rotational torque, it is common to increase the outer diameter of the turbine wheel.
On the other hand, in order to reduce the power consumption of the centrifugal compressor in response to the increase in power generation output exceeding 100 kW, the outer diameter of the compressor impeller is required to reduce the power consumption for rotation. Is required to be as small as possible within the range that satisfies the above. As a result, when the power generation output is increased in capacity, the difference between the outer diameters of the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 inevitably increases. In this embodiment, the diameter ratio between the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 is 1.15 or more.
When starting the above gas turbine power generation facility with the prior art, motoring operation of the gas turbine rotating shaft using external power from the system or battery power up to an ignition speed equivalent to about 25% of the rated speed Although it is necessary to increase the speed, if the diameter ratio of the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 is 1.15 or more as in this embodiment, the pressure balance of the entire system becomes unstable. Will not start.
The phenomenon that the pressure balance of the entire system becomes unstable will be described with reference to FIG. Fig. 2 shows the gas turbine power generation equipment that uses a structure in which a single-stage centrifugal compressor and a single-stage radial turbine are combined in the gas turbine section that drives the generator. The pressure change with respect to the rotational speed of each of the turbine and the compressor is shown. Here, the turbine pressure is the pressure defined at the nozzle inlet, and the compressor pressure is the pressure defined at the compressor scroll outlet.
At the time of start-up by motoring, since the turbine inlet temperature is almost normal temperature and the operation is performed with an air flow rate smaller than the rated flow rate, the turbine operates in a pump operation different from the original operation. As the speed increases, the pump operation of the turbine increases, and the turbine inlet pressure and the compressor discharge pressure balance and the pressure balance of the entire system cannot be kept stable. It becomes difficult to send in. As a result, an increase in the air flow rate corresponding to the increase in the rotational speed cannot be obtained, and the speed cannot be increased beyond a certain rotational speed.
That is, as shown in FIG. 2, the relationship between the turbine inlet pressure and the compressor discharge pressure immediately after start-up is in the state of “turbine inlet pressure <compressor discharge pressure”, but when reaching a certain rotation speed N s , the turbine inlet pressure = compressor discharge pressure "(pressure at this time is P 1). When the speed is further increased, the magnitude relationship between the “turbine inlet pressure> compressor discharge pressure” and the mutual pressure is reversed, and the air flow rate is reduced.
Next, the relationship between the diameter ratio of the turbine wheel outer diameter and the compressor impeller outer diameter, the pressure P 1 , the air flow rate, and the ignition rotation speed will be described with reference to FIG.
In FIG. 3, as the diameter ratio between the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 increases, the pressure P 1 decreases in a quadratic curve, and the air flow rate (that is, the rotational speed N s) at the pressure P 1 . The air flow rate at () also decreases. However, when the diameter ratio of the compressor impeller outer diameter 15 and the turbine wheel outer diameter 16 is less than around 1.15, with respect to the air flow at pressure P 1, due to the decline of the pressure P 1 decreases, the flow rate of The decrease is also reduced. On the other hand, since the air flow rate at the ignition rotation speed is limited within the flow range in which the combustor can ignite as shown in FIG. 3, if “the air flow rate at the pressure P 1 ≧ the air flow rate at the ignition rotation speed” is not satisfied. It will not be able to ignite. In the gas turbine power generation facility of this embodiment, the diameter ratio of the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 is 1.15 or more, and the condition of “air flow rate at pressure P 1 > air flow rate at ignition speed” to clear the need to be ignited by 5% of the air flow rate G s rated air flow rate reduced to 10% of the operating point of the rated speed.
When the diameter ratio between the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 is 1.2 or more, the compressor can overcome the pump operation of the turbine and send air to the turbine side, as will be described later. to, to increase the air flow rate at the pressure P 1 by feeding from outside the spray water and the assist air to the compressor inlet, a need for a means exceeds the air flow rate in the ignition speed.
An example of a gas turbine combustor that can be ignited stably at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained is, for example, International Publication WO2005 / 059442A1. FIG. 4 shows a longitudinal sectional view thereof.
The combustor shown in FIG. 4 is roughly composed of a pilot burner 31, a combustor liner 32, a combustor end cover 33, and a combustor outer cylinder.
The pilot burner 31 is a burner responsible for ignition related to the start-up of the gas turbine power generation facility, and a swirl passage 46 having swirl vanes 41 is provided around the primary fuel nozzle 43. The swirl passage 46 has a primary air introduction hole 42 for introducing combustion air therein. The primary air introduction holes 42 are provided at eight locations in the circumferential direction.
The combustor liner 32 is a component constituting the combustion chamber, and dilution holes 52 provided at six locations in the circumferential direction for smoothing the combustor outlet gas temperature distribution and secondary air provided at three locations in the circumferential direction. An introduction hole 53 is provided, and a spring seal 51 is engaged with a transition piece that is a connecting part to a turbine (not shown).
Combustion air guided from a compressor (not shown) flows in a space between the combustor liner 32 and the combustor outer cylinder 34, and a part of the combustion air is diluted in holes 52 provided at six locations in the circumferential direction. It flows into the combustion chamber from secondary air introduction holes 53 provided at three locations in the circumferential direction. The remaining fuel air flows from the primary air introduction holes 42 provided at eight locations in the circumferential direction into the swirl passage 46 and is given a predetermined swirl by the swirl vanes 41. Flowing inside. And the combustion gas which generate | occur | produced in the combustion chamber flows out into the transition piece which is a communication component with the turbine which is not shown in figure.
The fuel is supplied independently to the primary fuel nozzle 43 located at the lower center of the drawing and the secondary fuel nozzle 61 at the center of the drawing, and burns from the primary fuel nozzle 44 and the secondary fuel nozzle 62. It gushes into the room. All fuel is injected directly into the combustion chamber, and there is no part such as a premixer in which fuel and air are mixed outside the combustion chamber.
The pilot burner 31 employs a normal diffusion combustion method. In the gas turbine power generation facility, when the air flow rate can be sufficiently secured except during ignition, the primary air that has flown into the turning passage 46 from the primary air introduction hole 42 and has been given a predetermined turning by the turning blade 41 Since the combustion air 71 enters the combustion chamber from the outlet of the swirl passage 46 and rapidly expands, a circulation flow region is formed downstream of the primary fuel nozzle 43 at the head of the combustor. Fuel is injected from the primary fuel injection holes 44 opened at the end face of the primary fuel nozzle 43 into the circulation flow region, and diffusion combustion is performed.
On the other hand, in the secondary air 72 ejected from the secondary air introduction hole 53 into the combustion chamber, fuel is radially injected from the secondary fuel nozzle 61 installed at the same position as the secondary air introduction hole 53. . However, immediately after the secondary fuel injection, the flow rate of the secondary air 72 entering the combustion chamber is large, and the shearing with the surrounding combustion gas is strong, so the flame blows off immediately after the combustion reaction starts. In other words, since the flame is not held in the vicinity of the secondary fuel nozzle 61, a local high temperature region does not appear in the vicinity of the wall of the secondary fuel nozzle 61 or the combustor liner 32, which is advantageous from the viewpoint of ensuring reliability.
When this gas turbine combustor is ignited at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained, the primary combustion air 71 passes from the primary air introduction hole 42 to the swirl passage 46. Inflow and given swirl by swirl vanes 41, entering the combustion chamber from the exit of swirl passage 46 and expanding rapidly, but because of the slow flow rate, a circulation flow region is formed downstream of primary fuel nozzle 43 in the combustor head. However, the inside of the combustor liner 32 goes downstream.
The primary combustion air 71 directed to the downstream side is in the vicinity of the secondary air 72 jetted into the combustor liner 32 from the secondary air introduction holes 53 at three locations in the circumferential direction and in the vicinity of the central axis of the combustor liner 32. They collide with each other to form an inwardly circulating flow 91 that forms a stagnation region. In this stagnation region, since the flow velocity is reduced and the propagation flame can be sufficiently maintained, the primary fuel 81 introduced into the primary combustion air 71 is in the circulating flow 91 of the inward flow described above. The combustion reaction begins and ignition occurs.
Further, in this embodiment, the fuel is supplied only to the primary fuel nozzle 43 and ejected from the primary fuel injection hole 44 into the combustor liner 32, but at the stage of mixing with the primary combustion air 71. Since the air flow rate is small, excessive fuel ignitability is poor.
However, the secondary air 72 jetted into the combustor liner 32 from the secondary air introduction holes 53 at three locations in the circumferential direction downstream in the combustor liner 32 collides with each other in the vicinity of the central axis of the combustor liner 32 and stagnates. In the step of forming the region, the region is diluted with the secondary air 72 and reaches a state of good ignitability.
In order to ignite at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained, the jet of the secondary air 42 causes the combustion gas flow of the pilot burner 31 to reach the vicinity of the central axis of the combustor liner 32. From the viewpoint of stable ignition, it is important that the jets of the secondary air 72 cross each other and collide with each other to form a stagnation region and form a circulation flow region.
In order to ensure the jet velocity of the secondary air 72 and to ensure that the jet of the secondary air 72 penetrates to the vicinity of the central axis of the combustor liner 32, the average air defined in the cross section of the combustor liner 2 is used. It is appropriate to design the ratio of the flow velocity of the secondary air 42 to the flow velocity to be about three times or more, the ratio of the opening area to the surface area of the combustor liner 32 is 20 to 30%, and the total pressure of the combustor It is desirable to design the loss factor between 40-50.
Note that the combustion temperature at the time of ignition is unstable in the pressure balance of the entire system, focusing on the phenomenon that if the turbine inlet temperature rises, the original operation of the turbine exceeds the pump operation, and the flow rate of air that the compressor sends to the turbine increases. From the air flow rate in a normal state to a temperature that recovers to the original air flow rate commensurate with the number of revolutions of ignition and a temperature that does not damage the equipment due to temperature rise.
Another embodiment (second embodiment) of the starting method of the gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG. Since the structure and starting method of the gas turbine power generation facility in the present embodiment are the same as those in the second embodiment, overlapping description will be omitted. The difference between the present embodiment and the first embodiment is the ignition method of the combustor when ignition is performed at an operating point of 10% of the rated speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained. FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a combustor for a gas turbine related to the prior art described in International Publication No. WO2005 / 059442A1, and the equipment configuration and its operation are exactly the same as those in FIG. Omit.
Another embodiment of the operation method for stably igniting this gas turbine combustor at the operating point of 10% of the rated speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained will be described below. In addition, the description which overlaps with the Example described previously is omitted.
When this gas turbine combustor is ignited at an operating point of 10% of the rated rotational speed at which 5% of the rated air flow rate is obtained, the primary combustion air 71 has a low flow velocity, so The circulation flow region is not formed downstream of the fuel nozzle 43, and the inside of the combustor liner 32 is directed downstream. The primary combustion air 71 traveling downstream is in the vicinity of the secondary air 42 jetted into the combustor liner 2 from three secondary air introduction holes 53 in the circumferential direction, and in the vicinity of the central axis of the combustor liner 2. They collide with each other to form an outward flow circulating flow 92 to form a stagnation region. When the secondary fuel 82 is injected radially from the secondary fuel nozzle 61 installed at the same position as the secondary air introduction hole 53 toward the stagnation region, the outward flow in the circulation flow 92 in these stagnation regions In this case, since the flow velocity is reduced and the propagation flame can be sufficiently maintained, the secondary fuel 82 is mixed with the primary combustion air 71 and the secondary air 72, and the combustion reaction is performed in the circulation flow. Start and lead to ignition.
Further, in this embodiment, the fuel is supplied only to the secondary fuel nozzle 61 and ejected from the secondary fuel injection hole 62 into the combustor liner 32, but the secondary air introduction holes 53 at three locations in the circumferential direction. In the stage where only the secondary air 72 jetted into the combustor liner 32 is mixed, the air flow rate is small and the ignitability due to excessive fuel is poor.
However, at the stage where the primary combustion air 71 flowing out from the upstream in the combustor liner 32 collides with each other in the vicinity of the central axis of the combustor liner 32 to form a stagnation region, the primary combustion air 71 Dilution leads to good ignitability. Note that the combustion temperature at the time of ignition is set in the same manner as described in the first embodiment.
Assuming that the gas turbine power generation facility according to the present invention can be started by the start-up method according to the prior art as a comparison object when the start-up method described in the first or second embodiment is performed in the gas turbine power generation facility according to the present invention. FIG. 6 shows a conceptual diagram comparing the power consumption up to the number of ignition revolutions. Here, the ignition rotation speed when the gas turbine power generation facility startup method according to the present invention was implemented was assumed to be 10% of the rated rotation speed. On the other hand, when the gas turbine equipment is started by the start-up method related to the prior art, it will be discussed in NTS, Development Trends and Future Prospects of Micro Gas Turbine, (2001), pages 161 to 162. Based on the startup method provided, the ignition rotation speed was assumed to be 25% of the rating. The turbine inlet temperature at the time of ignition is based on the startup method discussed in NTS, Development Trends and Future Prospects of Micro Gas Turbine, (2001), pages 161 to 162. 400 ° C. was assumed for comparison with the technology related to the invention under the same conditions.
As can be seen from FIG. 6, the power consumption when the gas turbine equipment is started by the start-up method related to the prior art increases in proportion to the third power of the rotation speed due to the rotational friction loss with the air of the gas turbine. The rotational speed is the value (2) in FIG. On the other hand, the power consumption when the gas turbine facility is ignited by implementing the operation method of the gas turbine combustor according to the present embodiment is the same as that of (1) in FIG. Decrease to value. This is because the turbine inlet temperature is as high as 400 ° C. in the region from the ignition speed related to the present invention to the ignition speed related to the prior art, and the air density decreases due to the high temperature. This is because the rotational friction loss of the turbine is reduced by that amount, so that power consumption can be reduced by (A) in FIG.
Another embodiment (third embodiment) of the method for starting the gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG. The gas turbine power generation facility in the present embodiment has a power generation output of several tens to several hundreds kW, and in particular, a structure in which a single stage centrifugal compressor and a single stage radial flow turbine are combined with a gas turbine portion that drives the generator. This is an example in the case of applying. The gas turbine portion of the gas turbine power generation facility in the present embodiment has the same device configuration as that of the cross-sectional view shown in FIG. 1, and a duplicate description is omitted. The gas turbine power generation facility of this embodiment does not necessarily need to be provided with a combustor or a regenerative heat exchanger that can be ignited with a small flow rate.
In FIG. 7, the turbine wheel 6 drives not only the compressor impeller 1 but also a generator rotor having a permanent magnet 9 assembled integrally with the gas turbine rotating shaft. The driven generator rotor forms an electromagnetic field with the generator stator 10 to generate electricity. However, not all of the driving energy is generated, and a few percent is lost, and the generator stator 10 is heated. In this embodiment, the generator cooling air 25 is introduced between the generator casing 11 and the generator stator 10 from the outside so that the generator stator 10 is not heated excessively. The generator cooling air 25 passes through a cooling channel provided between the generator casing 11 and the generator stator 10 while cooling the generator stator 10, and flows in from the atmosphere as the air 26 after cooling the generator. 21 (flow rate of air 21> flow rate of generator cooling air 25 = flow rate of air 26 after generator cooling) flows into the compressor impeller 1.
In the case where the gas turbine power generation facility of this embodiment is started up by motoring operation up to the ignition rotation speed, even if the diameter ratio between the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 is 1.15 or more, the turbine In order to overcome the pump operation and make it easy to send air from the compressor to the turbine side, the generator cooling air 25 that finally flows into the compressor impeller 1 together with the air 21 is used as assist air for the compressor. The amount of air fed from the turbine to the turbine side is increased. At that time, the generator cooling air 25 is fed with an increased pressure to increase the flow rate so that the flow rate is restored to the air flow rate corresponding to the number of ignition revolutions in a state where the pressure balance of the entire system is stable. After ignition, the flow rate may be reduced to that required for normal cooling of the generator stator 10, but the flow rate that is insufficient due to instability of the pressure balance of the entire system is grasped up to the ignition rotation number, and the shortage flow rate is reduced. If it is added to the generator cooling air 25 from the beginning as the assist air, there is no need to perform the switching operation of the cooling air delivery pressure such as pressurizing up to the ignition rotation speed to increase the cooling air flow rate.
In the present embodiment, the generator cooling air 25 may not be used as the assist air, but a separate system may be used so as to directly introduce the compressor impeller 1 from the outside.
Another embodiment (fourth embodiment) of the method for starting the gas turbine power generation facility according to the present invention will be described in detail with reference to FIG. The gas turbine power generation facility in the present embodiment has a power generation output of several tens to several hundreds kW, and in particular, a structure in which a single stage centrifugal compressor and a single stage radial flow turbine are combined with a gas turbine portion that drives the generator. This is an example in the case of applying. The gas turbine portion of the gas turbine power generation facility in the present embodiment has the same device configuration as that of the cross-sectional view shown in FIG. 1, and a duplicate description is omitted. The gas turbine power generation facility of this embodiment does not necessarily need to be provided with a combustor or a regenerative heat exchanger that can be ignited with a small flow rate.
As shown in FIG. 8, the compressor of the gas turbine power generation facility of this embodiment is provided with a water spray device 12 that sprays water directly on the compressor impeller inlet. In the case where the gas turbine power generation facility of this embodiment is started up by motoring operation up to the ignition rotation speed, even if the diameter ratio between the turbine wheel outer diameter 16 and the compressor impeller outer diameter 15 is 1.15 or more, the turbine In order to overcome the pump operation and make it easier to send air from the compressor to the turbine side, the water spray to the compressor impeller inlet improves the compressor efficiency and increases the discharge pressure of the compressor. At that time, the amount of water to be sprayed increases until the flow rate is recovered to the air flow rate corresponding to the number of revolutions of ignition when the pressure balance of the entire system is stable. If the pressure balance of the entire system is stabilized and the effect of increasing the air flow rate cannot be obtained even if the amount of water sprayed is increased, the assist air is compressed as described in the third embodiment. Additional measures such as introduction to the machine inlet will be added to stabilize the pressure balance. Alternatively, as described in the first and second embodiments, a combustor that can be ignited at a small flow rate is provided, and ignition / start-up is performed by adding means for lowering the ignition rotational speed from 25% of the rated rotational speed. However, by spraying with water, the width for lowering the ignition rotation speed can be made smaller than when not spraying with water.
Up to this point, the explanation has been made that the conventional startup method cannot be started when the diameter ratio of the turbine wheel outer diameter and the compressor impeller outer diameter is 1.15 or more as in the gas turbine power generation facility according to the present invention. However, this structure also has the advantage that the thrust during rated operation can be reduced.
In a gas turbine power generation facility consisting of a combination of a centrifugal compressor and a centrifugal turbomachine of a radial flow turbine, if the turbine inlet temperature is raised and the power generation output is increased toward the rating, acceleration of hot gas at the turbine nozzle will increase. As a result, the static pressure at the turbine wheel inlet decreases. On the other hand, since the compressor approaches the design point as the turbine inlet temperature rises, the pressure ratio increases and the static pressure at the compressor impeller outlet also rises. As a result, during rated operation, thrust is generated in the direction of pushing from the turbine wheel to the compressor impeller side. In order to reduce the thrust during the rated operation, the turbine wheel outer diameter should be increased to increase the pressure receiving area of the turbine wheel, that is, the diameter ratio of the turbine wheel outer diameter to the compressor impeller outer diameter is 1. It is effective to increase it to 15 or more.

本発明によれば、圧縮機インペラとタービンホイールの外径差（タービンホイール外径＞圧縮機インペラ外径）を大きくして大容量化を図った場合でも、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら着火・起動できるガスタービン発電設備およびその起動方法を提供することが可能となる。   According to the present invention, even when the outer diameter difference (turbine wheel outer diameter> compressor impeller outer diameter) between the compressor impeller and the turbine wheel is increased to increase the capacity, the pressure balance of the entire system is stable. It is possible to provide a gas turbine power generation facility that can be ignited / started while maintaining the temperature and a starting method thereof.

Claims (11)

空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンとを備えたガスタービン発電設備において、
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を１．１５以上に構成したことを特徴とするガスタービン発電設備。Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In equipment,
A gas turbine power generation facility comprising a centrifugal compressor impeller and a radial flow turbine wheel having a diameter ratio of 1.15 or more. 空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンと、遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールとが一体に組み立てられたガスタービン回転軸により駆動される発電機とを備えたガスタービン発電設備において、
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を１．１５以上に構成したことを特徴とするガスタービン発電設備。A centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor; and a centrifugal compressor impeller; In a gas turbine power generation facility comprising a generator driven by a gas turbine rotating shaft integrally assembled with a radial flow turbine wheel,
A gas turbine power generation facility comprising a centrifugal compressor impeller and a radial flow turbine wheel having a diameter ratio of 1.15 or more. 請求項１に記載のガスタービン発電設備において、
前記燃焼器は、燃焼室を形成する筒状の燃焼器ライナーと、該燃焼器ライナーの外周部側に前記燃焼器ライナーと隙間を介して設けた外筒と、前記燃焼器ライナーの一端に設けられ燃焼室内に燃焼を噴出する第１次燃料ノズルと、該第１次燃料ノズルから燃焼室内に噴射された燃料に空気を供給する第１次空気導入ノズルと、前記燃焼器ライナーの周壁に設けられ、前記外筒との間隙から案内される燃焼用空気を前記燃焼室内に導入する第２次空気導入孔と、該第２次空気導入孔と対向する位置の外筒に設けられ、前記第２次空気導入孔から前記燃焼室内に燃料を直接噴射する第２次燃料ノズルとを備え、前記第２次空気導入孔と第２次燃料ノズルを前記第１次燃料ノズルによる火炎の先端部に対応した位置に設置し、前記第２次空気導入孔から前記燃焼室に導入する空気と燃料を前記第１次燃料のノズルからの燃焼ガスと衝突させて循環流を形成し、前記第２次空気導入孔から燃焼室内に導入された空気と燃料を前記燃焼ガスと混合させ、前記燃料を緩慢に酸化させるように構成したことを特徴とするガスタービン発電設備。In the gas turbine power generation facility according to claim 1,
The combustor is provided with a cylindrical combustor liner forming a combustion chamber, an outer cylinder provided on the outer peripheral side of the combustor liner with a gap between the combustor liner, and one end of the combustor liner. A primary fuel nozzle for injecting combustion into the combustion chamber, a primary air introduction nozzle for supplying air to the fuel injected from the primary fuel nozzle into the combustion chamber, and a peripheral wall of the combustor liner A second air introduction hole for introducing combustion air guided from a gap with the outer cylinder into the combustion chamber, and an outer cylinder at a position facing the second air introduction hole. A secondary fuel nozzle that directly injects fuel from the secondary air introduction hole into the combustion chamber, and the secondary air introduction hole and the secondary fuel nozzle are provided at a flame front end portion of the primary fuel nozzle. Installed in the corresponding position, the secondary air introduction hole The air and fuel introduced into the combustion chamber collide with the combustion gas from the nozzle of the primary fuel to form a circulating flow, and the air and fuel introduced into the combustion chamber through the secondary air introduction hole A gas turbine power generation facility configured to mix with the combustion gas and oxidize the fuel slowly. 請求項１に記載したガスタービン発電設備において、
前記発電機を冷却する空気、或いは前記遠心圧縮機へ流入する空気とは別系統で外部より該遠心圧縮機へ空気を導くよう設けたラインの空気を、モータリング運転による起動時に前記遠心圧縮機のアシスト空気として供給するラインを設けたことを特徴としたガスタービン発電設備。In the gas turbine power generation facility according to claim 1,
Air for cooling the generator or air in a line separate from the air flowing into the centrifugal compressor so as to guide the air to the centrifugal compressor from the outside is used when the centrifugal compressor is activated during motoring operation. A gas turbine power generation facility provided with a line for supplying air as assist air. 空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンとを備えたガスタービン発電設備の起動方法において、
遠心圧縮機インペラと半径流タービンホイールの外径の径比を１．１５以上に構成し、
定格回転数に対して１０％の回転数で着火することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In the startup method of equipment,
The diameter ratio of the outer diameter of the centrifugal compressor impeller and the radial flow turbine wheel is configured to be 1.15 or more,
A starting method for a gas turbine power generation facility, characterized in that ignition is performed at a rotational speed of 10% with respect to a rated rotational speed. 空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンとを備え、
前記燃焼器は、燃料と空気を燃焼室内に噴出する第１のバーナと、該第１のバーナによる火炎の下流側に交差するように燃料と空気を噴出させる第２のバーナを設けたガスタービン発電設備の起動方法において、
前記第１のバーナからは空気のみを噴出させ、前記第２のバーナからは燃料と空気を噴出させて着火することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。A centrifugal compressor that compresses air, a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor, and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor,
The combustor includes a first burner that ejects fuel and air into a combustion chamber, and a gas turbine provided with a second burner that ejects fuel and air so as to intersect the downstream side of the flame of the first burner. In the starting method of the power generation equipment,
A starting method for a gas turbine power generation facility, wherein only air is ejected from the first burner, and fuel and air are ejected from the second burner for ignition. 請求項５に記載したガスタービン発電設備の起動方法において、
前記発電機を冷却する空気、或いは前記遠心圧縮機へ流入する空気とは別系統で外部より該遠心圧縮機へ空気を導くよう設けたラインの空気を、モータリング運転による起動時に前記遠心圧縮機のアシスト空気として供給することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。In the starting method of the gas turbine power generation facility according to claim 5,
Air for cooling the generator or air in a line separate from the air flowing into the centrifugal compressor so as to guide the air to the centrifugal compressor from the outside is used when the centrifugal compressor is activated during motoring operation. A starting method for a gas turbine power generation facility, characterized in that it is supplied as assist air for the gas turbine. 請求項５に記載したガスタービン発電設備の起動方法において、
着火時における燃焼温度をシステム全体の圧力バランスが安定な状態に見合った空気流量にまで回復する温度以上かつ機器に昇温によるダメージを与えない温度以下とすることを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。In the starting method of the gas turbine power generation facility according to claim 5,
The gas turbine power generation facility is characterized in that the combustion temperature at the time of ignition is not less than the temperature at which the entire system pressure balance is restored to a state where the pressure balance of the system is stable and not more than the temperature at which the equipment is not damaged by temperature rise. starting method. 請求項５に記載のガスタービン発電設備の起動方法において、
着火する前に、前記遠心圧縮機へ流入する空気に、システム全体の圧力バランスが安定な状態に見合った空気流量に回復するまでの水量を噴霧することを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。In the starting method of the gas turbine power generation equipment according to claim 5,
Before starting ignition, the air flowing into the centrifugal compressor is sprayed with an amount of water until the air flow rate is restored to match the stable pressure balance of the entire system. . 空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンとを備えたガスタービン発電設備の起動方法において、
システム全体の圧力バランスが不安定となる回転数より低い回転数でのモータリング運転時に着火し、タービン本来の動作ができるようになる所定温度までタービン入口温度を上昇させ、システム全体の圧力バランスを安定した状態に保ちながら昇速させることを特徴としたガスタービン発電設備の起動方法。Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In the startup method of equipment,
It is ignited during motoring operation at a rotational speed lower than the rotational speed at which the pressure balance of the entire system becomes unstable, and the turbine inlet temperature is increased to a predetermined temperature at which the original operation of the turbine can be performed. A method for starting a gas turbine power generation facility characterized in that the speed is increased while maintaining a stable state. 空気を圧縮する遠心圧縮機と、該遠心圧縮機により圧縮された空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、該燃焼器で発生する燃焼ガスによって駆動される半径流タービンとを備えたガスタービン発電設備の起動方法において、
前記圧縮機がタービンのポンプ動作に打ち勝って空気をタービン側へ送り込むことができるように、外部から噴霧水やアシスト空気を圧縮機入口へ送り込むことにより、システム全体の圧力バランスを安定した状態で保ちながら昇速させることを特徴とするガスタービン発電設備の起動方法。Gas turbine power generation comprising: a centrifugal compressor that compresses air; a combustor that combusts air and fuel compressed by the centrifugal compressor; and a radial flow turbine that is driven by combustion gas generated in the combustor. In the startup method of equipment,
By supplying spray water or assist air from the outside to the compressor inlet so that the compressor can overcome the pump operation of the turbine and send air to the turbine side, the pressure balance of the entire system can be kept stable. The start-up method of the gas turbine power generation equipment characterized by making it accelerate while being.
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