(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ガスタービンと、
前記ガスタービンの排ガスを利用して高圧蒸気を発生させる高圧蒸発器と、
前記ガスタービンの排ガスを利用して中圧蒸気を発生させる中圧蒸発器と、
前記ガスタービンの排ガスを少なくとも、第１の系統、第２の系統、および前記高圧蒸発器に供給する第３の系統に分岐させる手段と、
前記第１の系統を流れる排ガスおよび前記第２の系統を流れる排ガスを助燃するための助燃バーナと、
前記第１の系統を流れ前記助燃バーナにより助燃された排ガスと前記高圧蒸発器で発生した高圧蒸気との熱交換を行う高圧過熱器と、
前記第２の系統を流れ前記助燃バーナにより助燃された排ガスと前記中圧蒸発器で発生した中圧蒸気との熱交換を行う中圧過熱器と、
前記高圧過熱器を通過した蒸気および前記中圧過熱器を通過した蒸気を利用して駆動される蒸気タービンと、
を具備することを特徴とするコンバインドサイクルプラント。
【請求項２】
前記助燃バーナは、前記第１の系統を流れる排ガスの流路と、前記第２の系統を流れる排ガスの流路とに、個別に設けられているをことを特徴とする請求項１に記載のコンバインドサイクルプラント。
【請求項３】
前記第３の系統を流れる排ガスを助燃するための助燃バーナをさらに有することを特徴とする請求項１または２に記載のコンバインドサイクルプラント。
【請求項４】
前記高圧過熱器を通過して前記高圧蒸発器に供給されるガスの温度、前記中圧過熱器を通過して前記高圧蒸発器に供給されるガスの温度、前記高圧蒸発器に直接供給されるガスの温度、前記高圧過熱器を通過して前記蒸気タービンへ供給される蒸気の温度、および前記中圧過熱器を通過して前記蒸気タービンへ供給される蒸気の温度に基づいて、前記助燃バーナへの燃料供給量、前記第１の系統と前記第２の系統と前記第３の系統への排ガスの分配量、および前記高圧蒸気と前記中圧蒸気との流量の割合を制御することを特徴とする請求項１〜３のいずれか一つに記載のコンバインドサイクルプラント。
【請求項５】
前記高圧過熱器および前記中圧過熱器は筒状体の内側に配設されており、前記高圧過熱器は前記筒状体の一側部に沿って設けられ、一方、前記中圧加熱器は前記筒状体の反対側の側部に沿って設けられ、前記高圧過熱器と前記中圧過熱器との間は、前記第３の系統を流れる排ガスの流路となっていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一つに記載のコンバインドサイクルプラント。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ガスタービンと蒸気タービンを組み合わせたコンバインドサイクルプラントに関する。
【０００２】
【従来の技術】
近時、電力需要の増加に伴い、ガスタービンと蒸気タービンを組み合わせたコンバインドサイクルプラントが増えている。図８は、従来における一般的なコンバインドサイクルプラントの構成を示す概略図である。コンバインドサイクルプラントは、圧縮機（ＡＣ）１、燃焼器（ＣＣ）２、ガスタービン（ＧＴ）３、排ガスボイラ４、高圧蒸気タービン（ＨＰ）５、中圧蒸気タービン（ＩＰ）６、低圧蒸気タービン（ＬＰ）７、復水器８、低圧ポンプ（ＬＰＰ）９、中圧ポンプ（ＩＰＰ）１０、高圧ポンプ（ＨＰＰ）１１、ガスタービン発電器（Ｇ）１２および蒸気タービン発電器（Ｇ）１３により構成される。
【０００３】
排ガスボイラ４は、高圧過熱器（ＨＰＳＨ）１１１、第２の中圧過熱器（ＩＰＳＨ２）１０７、高圧蒸発器（ＨＰＥｖ）１１０、第２の高圧予熱器（ＨＰＥｃｏ２）１０９、低圧過熱器（ＬＰＳＨ）１０３、第１の中圧過熱器（ＩＰＳＨ１）１０６、中圧蒸発器（ＩＰＥｖ）１０５、第１の高圧予熱（ＨＰＥｃｏ１）器１０８、中圧予熱器（ＩＰＥｃｏ）１０４、低圧蒸発器（ＬＰＥｖ）１０２および低圧予熱器（ＬＰＥｃｏ）１０１により構成される。
【０００４】
圧縮機１は、吸気空気２０１を圧縮して圧縮空気２０２を生成する。燃焼器２は、圧縮空気２０２とガスタービン燃料２１８とを混合し、その混合ガスに着火して高温高圧の燃焼ガス２０３を生成する。ガスタービン３は、燃焼ガス２０３の膨張仕事により回転する。その回転により、ガスタービン３の軸に連結されたガスタービン発電器１２が駆動され、電力が得られる。
【０００５】
熱交換器である高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７は、排ガスボイラ４内の同一の温度レベルに並列に配置されて設けられている。これは、高圧過熱器１１１から高圧蒸気タービン５に供給される蒸気３１８の温度と、第２の中圧過熱器１０７から中圧蒸気タービン６に供給される蒸気３１２の温度とを同一にするためである。
【０００６】
ガスタービン３から排出されたガスタービン排ガス２０４は、高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７のそれぞれの熱交換量に合わせて高圧過熱器入口ガス２０６と中圧過熱器入口ガス２０７に分配される。すなわち、高圧過熱器入口ガス２０６および中圧過熱器入口ガス２０７と蒸気３１８，３１２との熱交換によって高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７をそれぞれ通過したガスの温度が降下する。それぞれのガスの温度降下量が同一となるように、高圧過熱器入口ガス２０６と中圧過熱器入口ガス２０７との分配量が調節される。
【０００７】
高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７をそれぞれ通過したガスは、合流して高圧蒸発器１１０に送られる。高圧蒸発器１１０を通過したガスは、第２の高圧予熱器１０９を通過し、並列に配置された低圧過熱器１０３および第１の中圧過熱器１０６を通過し、中圧蒸発器１０５に送られる。中圧蒸発器１０５を通過したガスは、並列に配置された第１の高圧予熱器１０８および中圧予熱器１０４を通過し、低圧蒸発器１０２および低圧予熱器１０１の順で通過し、排ガスボイラ排気ガス２０５として排出される。
【０００８】
高圧、中圧および低圧の各蒸気タービン５，６，７は、それぞれに供給された蒸気３１８，３１２，３２１により回転する。その回転により、各蒸気タービン５，６，７の軸に連結された蒸気タービン発電器１３が駆動され、電力が得られる。
【０００９】
しかしながら、上述した構成のコンバインドサイクルプラントでは、ガスタービン排ガス２０４をそのまま利用して排ガスボイラ４で蒸気を発生させているため、蒸気温度がガスタービン排ガス２０４の温度により制限されてしまう。そのため、プラント効率が低いという欠点がある。
【００１０】
そこで、ガスタービン排ガス２０４を助燃することにより、排ガスボイラ４で発生する蒸気温度を上昇させるようにしたコンバインドサイクルプラントがある。図９は、従来のガスタービン排ガス助燃バーナを１基備えたコンバインドサイクルプラントの構成を示す概略図である。ガスタービン排ガス２０４の流路に設けられた助燃バーナ１４は、供給された助燃燃料２２０を燃焼させてガスタービン排ガス２０４を高温の助燃ガス２１９にし、排ガスボイラ４に供給する。それによって、排ガスボイラ４で発生する蒸気温度をより高温にして蒸気タービンに５，６に供給する。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、助燃バーナ１４のコントロールが１系統であるために、高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７にそれぞれ供給される高圧過熱器入口ガス２０６および中圧過熱器入口ガス２０７の温度レベルと蒸気交換熱量とのバランスが最適にならない。そのため、熱交換ロスが生じ、プラント効率の向上に限界があるという問題点があった。
【００１２】
本発明は、上記問題点を解決するためになされたもので、ガスタービンの排ガスを分配し、助燃バーナによりガス温度を調節して排ガスボイラの高圧過熱器、中圧過熱器および高圧蒸発器に供給することによって、プラント効率の改善を図ることを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、この発明にかかるコンバインドサイクルプラントは、ガスタービンと、前記ガスタービンの排ガスを利用して高圧蒸気を発生させる高圧蒸発器と、前記ガスタービンの排ガスを利用して中圧蒸気を発生させる中圧蒸発器と、前記ガスタービンの排ガスを少なくとも、第１の系統、第２の系統、および前記高圧蒸発器に供給する第３の系統に分岐させる手段と、前記第１の系統を流れる排ガスおよび前記第２の系統を流れる排ガスを助燃するための助燃バーナと、前記第１の系統を流れ前記助燃バーナにより助燃された排ガスと前記高圧蒸発器で発生した高圧蒸気との熱交換を行う高圧過熱器と、前記第２の系統を流れ前記助燃バーナにより助燃された排ガスと前記中圧蒸発器で発生した中圧蒸気との熱交換を行う中圧過熱器と、前記高圧過熱器を通過した蒸気および前記中圧過熱器を通過した蒸気を利用して駆動される蒸気タービンと、を具備することを特徴とする。
【００１４】
この発明によれば、高圧過熱器と中圧過熱器については、排ガスと蒸気との熱交換によって降下するガス温度分を予め助燃によって上昇させておくことができる。したがって、高圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給される排ガスの温度と、中圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給される排ガスの温度と、分岐後高圧蒸発器に直接供給される排ガスの温度とが同一になるように助燃バーナを制御することができる。それによって、排ガス温度と蒸気交換熱量とのバランスを最適にすることができるので、プラント効率が向上する。
【００１５】
この発明において、前記助燃バーナは、前記第１の系統を流れる排ガスの流路と、前記第２の系統を流れる排ガスの流路とに、個別に設けられる構成となっていてもよい。そうすれば、高圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給される排ガスの温度と、中圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給される排ガスの温度を独立して精度よく調節することができるので、排ガス温度と蒸気交換熱量とのバランスを容易かつ高精度で最適にすることができる。
【００１６】
また、前記第３の系統を流れる排ガスを助燃するための助燃バーナをさらに有する構成となっていてもよい。そうすれば、蒸気タービンに供給される蒸気の温度を上昇させることができるので、プラント効率が向上する。
【００１７】
また、この発明において、前記高圧過熱器を通過して前記高圧蒸発器に供給されるガスの温度、前記中圧過熱器を通過して前記高圧蒸発器に供給されるガスの温度、前記高圧蒸発器に直接供給されるガスの温度、前記高圧過熱器を通過して前記蒸気タービンへ供給される蒸気の温度、および前記中圧過熱器を通過して前記蒸気タービンへ供給される蒸気の温度に基づいて、前記助燃バーナへの燃料供給量、前記第１の系統と前記第２の系統と前記第３の系統への排ガスの分配量、および前記高圧蒸気と前記中圧蒸気との流量の割合を制御する構成となっていてもよい。
【００１８】
そうすれば、高圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給されるガスと、中圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給されるガスと、高圧過熱器および中圧過熱器を経由しないで高圧蒸発器に直接供給されるガスを同一の温度にし、かつ高圧過熱器から供給される蒸気と中圧過熱器から供給される蒸気の温度をそれぞれ所定の設定値にすることができる。
【００１９】
また、この発明において、前記高圧過熱器および前記中圧過熱器は筒状体の内側に配設されており、前記高圧過熱器は前記筒状体の一側部に沿って設けられ、一方、前記中圧加熱器は前記筒状体の反対側の側部に沿って設けられ、前記高圧過熱器と前記中圧過熱器との間は、前記第３の系統を流れる排ガスの流路となっていてもよい。そうすれば、高圧過熱器と中圧過熱器に対する配管の引き回しが容易となる。なお、前記筒状体の断面形状は円形であってもよいし、多角形であってもよい。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態について図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。
【００２１】
（実施の形態１）
図１は、本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態１の構成を示す概略図である。そして、図２は、そのコンバインドサイクルプラントの要部を示す部分拡大図である。実施の形態１のコンバインドサイクルプラントは、給気空気２０１を圧縮する圧縮機１、その圧縮機１から排出された圧縮空気２０２をガスタービン燃料２１８に混合させて燃焼させる燃焼器２、その燃焼器２で得られた燃焼ガス２０３の膨張仕事により回転するガスタービン３、そのガスタービン３の回転により駆動されて電力を発生するガスタービン発電器１２を備えている。
【００２２】
また、実施の形態１のコンバインドサイクルプラントは排ガスボイラ４を備えている。排ガスボイラ４内には、高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７が同一の温度レベルに並列に配置されて設けられている。それら高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７の下流には高圧蒸発器１１０が設けられている。実施の形態１のコンバインドサイクルプラントは、ガスタービン３が排出するガスタービン排ガス２０４を３系統に分岐させて高圧過熱器１１１、第２の中圧過熱器１０７および高圧蒸発器１１０に供給する構成となっている。
【００２３】
ガスタービン３と高圧過熱器１１１との間には高圧過熱器助燃バーナ１５が設けられている。高圧過熱器助燃バーナ１５は、ガスタービン排ガス２０４から分岐された高圧過熱器助燃バーナ入口ガス２２１を助燃する。高圧過熱器助燃バーナ１５には、高圧過熱器助燃燃料２２９が供給される。また、ガスタービン３と第２の中圧過熱器１０７との間には中圧過熱器助燃バーナ１７が設けられている。中圧過熱器助燃バーナ１７は、ガスタービン排ガス２０４から分岐された中圧過熱器助燃バーナ入口ガス２２２を助燃する。中圧過熱器助燃バーナ１７には、中圧過熱器助燃燃料２３０が供給される。
【００２４】
高圧過熱器１１１には高圧過熱器助燃ガス２２４が供給される。第２の中圧過熱器１０７には中圧過熱器助燃ガス２２６が供給される。高圧蒸発器１１０には、ガスタービン排ガス２０４から分岐された高圧蒸発器入口ガス２０８が直接供給されるとともに、高圧過熱器出口ガス２２７および中圧過熱器出口ガス２２８が供給される。
【００２５】
また、排ガスボイラ４は、さらに下流に第２の高圧予熱器１０９、低圧過熱器１０３、第１の中圧過熱器１０６、中圧蒸発器１０５、第１の高圧予熱器１０８、中圧予熱器１０４、低圧蒸発器１０２および低圧予熱器１０１を備えている。低圧過熱器１０３および第１の中圧過熱器１０６は同一の温度レベルに並列に配置されている。第１の高圧予熱器１０８および中圧予熱器１０４は同一の温度レベルに並列に配置されている。
【００２６】
第２の高圧予熱器１０９には、高圧蒸発器１１０を通過した高圧予熱器入口ガス２０９が供給される。低圧過熱器１０３および第１の中圧過熱器１０６には、第２の高圧予熱器１０９を通過したガスが、低圧過熱器入口ガス２１０と中圧過熱器入口ガス２１１に分配されてそれぞれ供給される。中圧蒸発器１０５には、低圧過熱器１０３および第１の中圧過熱器１０６を通過したガスが中圧蒸発器入口ガス２１２として供給される。
【００２７】
第１の高圧予熱器１０８および中圧予熱器１０４には、中圧蒸発器１０５を通過したガスが、高圧予熱器入口ガス２１３と中圧予熱器入口ガス２１４に分配されてそれぞれ供給される。低圧蒸発器１０２には、第１の高圧予熱器１０８および中圧予熱器１０４を通過したガスが低圧蒸発器入口ガス２１５として供給される。低圧予熱器１０１には、低圧蒸発器１０２を通過した低圧予熱器入口ガス２１６が供給される。低圧予熱器１０１を通過したガスは、排ガスボイラ排気ガス２０５として排出される。
【００２８】
また、実施の形態１のコンバインドサイクルプラントは、高圧蒸気タービン５、中圧蒸気タービン６、低圧蒸気タービン７、復水器８、低圧ポンプ９、中圧ポンプ１０、高圧ポンプ１１、および蒸気タービン発電器１３を備えている。高圧、中圧および低圧の各蒸気タービン５，６，７の回転により、各蒸気タービン５，６，７の軸に連結された蒸気タービン発電器１３が駆動され、そして、電力が得られる。
【００２９】
復水器８は、復水器出口水３２３を低圧ポンプ９を介して、低圧予熱器入口水３０１として低圧予熱器１０１に供給する。低圧予熱器１０１は、低圧予熱器出口水３０２を低圧蒸発器入口水３０３、中圧ポンプ入口水３０６および高圧ポンプ入口水３１３に分岐させて供給する。低圧蒸発器１０２は低圧過熱器１０３に低圧蒸発器出口蒸気３０４を供給する。中圧ポンプ１０を通過した中圧予熱器入口水３０７は中圧予熱器１０４に供給される。高圧ポンプ１１を通過した高圧予熱器入口水３１４は第１の高圧予熱器１０８に供給される。
【００３０】
第１の高圧予熱器１０８は第２の高圧予熱器１０９に高圧予熱器入口水３１５を供給する。第２の高圧予熱器１０９は高圧蒸発器１１０に高圧蒸発器入口水３１６を供給する。高圧蒸発器１１０は高圧過熱器１１１に高圧蒸発器出口蒸気３１７を供給する。
【００３１】
中圧予熱器１０４は中圧蒸発器１０５に中圧蒸発器入口水３０８を供給する。中圧蒸発器１０５は第１の中圧過熱器１０６に中圧蒸発器入口蒸気３０９を供給する。第１の中圧過熱器１０６は第２の中圧過熱器１０７に中圧蒸発器出口蒸気３１０を供給する。
【００３２】
高圧蒸気タービン５には、高圧過熱器１１１から高圧蒸気タービン入口蒸気３１８が供給される。高圧蒸気タービン５は、高圧蒸気タービン出口蒸気３１９を中圧蒸発器出口蒸気３１０とともに中圧過熱器入口蒸気３１１として第２の中圧過熱器１０７に供給する。第２の中圧過熱器１０７は中圧蒸気タービン６に中圧蒸気タービン入口蒸気３１２を供給する。
【００３３】
ここで、高圧過熱器１１１は排ガスボイラ４内の一側部に沿って配置されており、一方、第２の中圧過熱器１０７は排ガスボイラ４内の反対側の側部に沿って配置されている。したがって、高圧蒸発器出口蒸気３１７、高圧蒸気タービン入口蒸気３１８、中圧過熱器入口蒸気３１１および中圧蒸気タービン入口蒸気３１２のそれぞれの配管の引き回しが容易となる。
【００３４】
中圧蒸気タービン６は低圧蒸気タービン７に中圧蒸気タービン出口蒸気３２０を供給する。また、低圧過熱器１０３も低圧蒸気タービン７に低圧過熱器出口蒸気３０５を供給する。中圧蒸気タービン出口蒸気３２０および低圧過熱器出口蒸気３０５は低圧蒸気タービン入口蒸気３２１となる。そして、低圧蒸気タービン７から復水器８に低圧蒸気タービン出口蒸気３２２が戻る。
【００３５】
上記構成のコンバインドサイクルプラントでは、プラント効率を向上させるため、高圧過熱器１１１を通過した高圧過熱器出口ガス２２７、第２の中圧過熱器１０７を通過した中圧過熱器出口ガス２２８、および高圧蒸発器入口ガス２０８の各ガス温度レベルが同一になるように制御される。
【００３６】
図３は、そのガス温度レベルの制御機構の一例を示す概略図である。排ガスボイラ４の内部には、ガスタービン排ガス２０４の温度Ｔｇ１を計測する第１の温度計２１、高圧過熱器出口ガス２２７の温度Ｔｇ２を計測する第２の温度計２２、中圧過熱器出口ガス２２８の温度Ｔｇ３を計測する第３の温度計２３が設けられている。
【００３７】
また、高圧過熱器１１１から高圧蒸気タービン５に供給される高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の温度Ｔｓ１を計測する第４の温度計２４、および第２の中圧過熱器１０７から中圧蒸気タービン６に供給される中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度Ｔｓ２を計測する第５の温度計２５がそれぞれ設けられている。
【００３８】
高圧過熱器助燃燃料２２９の流路には、第１のコントローラ３１により燃料の供給量を０〜１００％の間で可変させるための第１の燃料コントロールバルブ３２が設けられている。第１のコントローラ３１は、ガスタービン排ガス２０４の温度Ｔｇ１、高圧過熱器出口ガス２２７の温度Ｔｇ２および高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の温度Ｔｓ１に基づいて、燃料コントロールバルブ３２の開閉量を制御する。
【００３９】
中圧過熱器助燃燃料２３０の流路には、第２のコントローラ３６により燃料の供給量を０〜１００％の間で可変させるための第２の燃料コントロールバルブ３７が設けられている。第２のコントローラ３６は、ガスタービン排ガス２０４の温度Ｔｇ１、中圧過熱器出口ガス２２８の温度Ｔｇ３および中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度Ｔｓ２に基づいて、燃料コントロールバルブ３７の開閉量を制御する。
【００４０】
また、ガスタービン排ガス２０４が３系統に分岐する部分に、高圧過熱器助燃バーナ入口ガス２２１と高圧蒸発器入口ガス２０８との分配量を調節するための第１のダンパー４１、および中圧過熱器助燃バーナ入口ガス２２２と高圧蒸発器入口ガス２０８との分配量を調節するための第２のダンパー４６が設けられている。これらダンパー４１，４６は、それぞれ、たとえば可動ロッド４２，４７を介してモータ（Ｍ）４３，４８により駆動される。
【００４１】
また、第２の高圧予熱器１０９と高圧蒸発器１１０との間の水路には、高圧蒸発器入口水３１６の流量を調節するためのポンプ３１６Ｐおよびバルブ３１６Ｖが設けられている。高圧蒸発器入口水３１６の流量を調節することによって、高圧過熱器１１１から高圧蒸気タービン５へ供給される高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の流量を、第２の中圧加熱器１０７から中圧蒸気タービン６へ供給される中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の流量に対して、相対的に変化させることができる。
【００４２】
第１の燃料コントロールバルブ３２、第２の燃料コントロールバルブ３７、第１のダンパー４１および第２のダンパー４６、並びにポンプ３１６Ｐおよびバルブ３１６Ｖによる蒸気流量の相対的な変化量は、第１のコントローラ３１および第２のコントローラ３６によりフィードバック制御される。その際、高圧過熱器出口ガス２２７の温度Ｔｇ２、中圧過熱器出口ガス２２８の温度Ｔｇ３および高圧蒸発器入口ガス２０８の温度Ｔｇ４（すなわちＴｇ１）が同一の温度となり、かつ高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の温度Ｔｓ１および中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度Ｔｓ２がそれぞれ所定の設定値となるように制御される。
【００４３】
上述した実施の形態１によれば、ガスタービン排ガス２０４が３系統に分岐され、排ガスボイラの高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７には、それぞれ助燃バーナ１５，１７により助燃したガスが供給されるとともに、高圧蒸発器１１０には分岐したガスタービン排ガス２０４がそのまま供給される。そして、第１および第２の燃料コントロールバルブ３２，３７、第１および第２のダンパー４１，４６、高圧蒸気と中圧蒸気の相対的な流量の調節により、高圧過熱器出口ガス２２７、中圧過熱器出口ガス２２８および高圧蒸発器入口ガス２０８の各温度が同じ温度となり、かつ高圧蒸気タービン５および中圧蒸気タービン６にそれぞれ供給される蒸気３１８，３１２の各温度がそれぞれ所定の設定値となるように制御される。
【００４４】
したがって、実施の形態１によれば、高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７にそれぞれ供給される高圧過熱器助燃ガス２２４および中圧過熱器助燃ガス２２６の温度レベルと蒸気交換熱量とのバランスを最適にすることができるので、プラント効率が向上する。
【００４５】
また、実施の形態１によれば、たとえば図４に示すように、ガスタービン３が低負荷の時に助燃バーナ１５，１７により助燃を行うことによって、助燃を行わない場合（破線で示す）に比べてプラントの起動に要する時間を短縮させることができる。
【００４６】
すなわち、一般にコンバインドサイクルプラントでは、ガスタービン３が熱源であるため、ガスタービン３が完全に起動しないと蒸気タービン５，６，７の出力が上昇しない。したがって、助燃を行わない場合には、蒸気タービン５，６，７の負荷が上昇するのを待ちながらプラントを立ち上げなければならないため、時間がかかる。それに対して、実施の形態１では、助燃を行うことによってガスタービン３の負荷が低くても蒸気タービン５，６，７の負荷を上昇させることができるので、起動時間が短縮される。
【００４７】
この場合、高圧過熱器１１１から高圧蒸気タービン５に供給される高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の温度、および第２の中圧過熱器１０７から中圧蒸気タービン６に供給される中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度を制御することによって、各バーナ１５，１７の助燃量を制御するとよい。
【００４８】
また、プラントの起動時に、ダンパー４１，４６の開閉量を適宜制御するなどの手段により、中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度を高くするとよい。そうすれば、中圧蒸気タービン６の暖気時間を短縮させて、高圧蒸気タービン５の暖気時間に近づけさせることができる。
【００４９】
また、実施の形態１によれば、高圧蒸発器１１０から下流側では、排ガスボイラ４内の排ガスは分岐させられずに下流に向かって流れる構成となっている。そのため、熱交換ロスが抑えられ、プラントの効率が向上する。それに対して、ガスタービン排ガス２０４が排ガスボイラ４の上流で分岐されたまま下流へ流れる構造の場合には、下流側の熱交換器で温度と流量のむらができてしまい、熱交換ロスが増えるので、プラント効率はあまり改善されない。
【００５０】
（実施の形態２）
図５は、本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態２の構成を示す概略図である。図６は、そのコンバインドサイクルプラントの要部を示す部分拡大図である。実施の形態２が実施の形態１と異なるのは、第１に、ガスタービン３と高圧蒸発器１１０との間に高圧蒸発器助燃バーナ１６が設けられている点である。この高圧蒸発器助燃バーナ１６には、高圧蒸発器助燃燃料２３１が供給される。高圧蒸発器助燃バーナ１６は、ガスタービン排ガス２０４から分岐された高圧蒸発器助燃バーナ入口ガス２２３を助燃し、その高圧蒸発器助燃ガス２２５を高圧蒸発器１１０に供給する。
【００５１】
実施の形態１との相違点の第２番目は、特に図示しないが、第１の温度計２１が、高圧蒸発器助燃バーナ１６と高圧蒸発器１１０との間で、高圧蒸発器助燃ガス２２５の温度を計測することができる位置に設置された構成となっている点である。その他の構成については、実施の形態１と同じであるので、同一の構成については実施の形態１と同じ符号を付して説明を省略する。
【００５２】
実施の形態２のコンバインドサイクルプラントでは、実施の形態１と同様に、高圧過熱器出口ガス２２７と中圧過熱器出口ガス２２８と高圧蒸発器助燃ガス２２５の全ての温度が等しくなり、かつ高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の温度と中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度がそれぞれ所定の設定値となるようにフィードバック制御される。したがって、実施の形態２によれば、実施の形態１に比べて助燃バーナ１６が増えた分、やや構成が複雑になるが、高圧過熱器１１１、第２の中圧過熱器１０７および高圧蒸発器１１０にそれぞれ供給される高圧過熱器助燃ガス２２４、中圧過熱器助燃ガス２２６および高圧蒸発器助燃ガス２２５の温度レベルと蒸気交換熱量とのバランスをより精度よく最適にすることができるので、プラント効率が向上する。
【００５３】
（実施の形態３）
図７は、本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態３の要部を示す部分拡大図である。実施の形態３が実施の形態１と異なるのは、高圧過熱器助燃バーナ１５および中圧過熱器助燃バーナ１７の代わりに、単一の助燃バーナ１４が設けられている点である。この助燃バーナ１４により助燃されたガスは、高圧過熱器助燃ガス２２４および中圧過熱器助燃ガス２２６として高圧過熱器１１１および第２の中圧過熱器１０７に供給される。実施の形態３では、助燃バーナ１４が一つであるため、配管の引き回しが複雑になるが、高圧過熱器１１１と第２の中圧過熱器１０７は排ガスボイラ４内で隣接して配置される。
【００５４】
実施の形態３のコンバインドサイクルプラントでは、実施の形態１と同様に、高圧過熱器出口ガス２２７と中圧過熱器出口ガス２２８と高圧蒸発器入口ガス２０８の全ての温度が等しくなるようにフィードバック制御される。助燃バーナ１４が一つであるため、高圧蒸気タービン入口蒸気３１８の温度と中圧蒸気タービン入口蒸気３１２の温度は同じになる。したがって、実施の形態３によれば、実施の形態１と同様にプラント効率が向上する。また、助燃バーナ１４が一つであるため、システムの構成および制御が簡素化される。
【００５５】
【発明の効果】
以上、説明したとおり、本発明にかかるコンバインドサイクルプラントによれば、高圧過熱器および中圧過熱器に対して、排ガスと蒸気との熱交換によって降下するガス温度分を予め助燃バーナを用いて上昇させておくことによって、高圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給される排ガスの温度と、中圧過熱器を通過して高圧蒸発器に供給される排ガスの温度と、分岐後高圧蒸発器に直接供給される排ガスの温度とを同一にすることができる。それによって、排ガス温度と蒸気交換熱量とのバランスを最適にすることができるので、プラント効率が向上するという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態１の構成を示す概略図である。
【図２】実施の形態１のコンバインドサイクルプラントの要部を示す部分拡大図である。
【図３】実施の形態１のコンバインドサイクルプラントにおけるガス温度レベルの制御機構の一例を示す概略図である。
【図４】実施の形態１のコンバインドサイクルプラントの起動時における負荷の変化の様子を示すグラフである。
【図５】本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態２の構成を示す概略図である。
【図６】実施の形態１のコンバインドサイクルプラントの要部を示す部分拡大図である。
【図７】本発明にかかるコンバインドサイクルプラントの実施の形態３の要部を示す部分拡大図である。
【図８】従来における一般的なコンバインドサイクルプラントの構成を示す概略図である。
【図９】従来におけるガスタービン排ガス助燃バーナを１基備えたコンバインドサイクルプラントの構成を示す概略図である。
【符号の説明】
３  ガスタービン
４  排ガスボイラ
５  高圧蒸気タービン
６  中圧蒸気タービン
７  低圧蒸気タービン
１４  助燃バーナ
１５  高圧過熱器助燃バーナ
１６  高圧蒸発器助燃バーナ
１７  中圧過熱器助燃バーナ
３１，３６  コントローラ
３２，３７，３１６Ｖ  バルブ
４１，４６  ダンパー
１０５  中圧蒸発器
１０７  第２の中圧過熱器
１１０  高圧蒸発器
１１１  高圧過熱器
２０４  ガスタービン排ガス
２２９，２３０  助燃燃料
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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