(57)【要約】【課題】ガスタービンサイクル効率の向上を図ることができるガスタービンサイクル設備、排ガスのＣＯ2回収設備及び燃焼排ガスの排熱回収方法を提供する。【解決手段】パワータービン１６からの燃焼排ガス１８を用いて、排熱回収装置１９の第１熱交換部１９Ａで高圧の二次圧縮空気１２Ｃを熱交換させると共に、この熱交換排ガス１８Ａを用いて低圧の一次圧縮空気１２Ａを空気飽和槽３１の第２熱交換部１９Ｂで熱回収する。そして、第２熱交換部１９Ｂで熱回収した一次圧縮空気１２Ｂを二次空気圧縮機２２に導入し、高圧とした後、第１熱交換部１９Ａで熱回収して、二次圧縮空気１２Ｄとし、この二次圧縮空気１２Ｄを用いて、燃焼器１４に導入して燃料により燃焼させることで、例えば温度１５００℃まで加熱する。これによって、排熱回収装置１９における排熱回収の効率が極めて高くなる。【選択図】図１−１
2015218634.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、前記燃焼器からの高温・高圧の燃焼ガスにより駆動されるタービンとを有するガスタービンと、
前記タービンを駆動した燃焼排ガスから熱エネルギーを回収する排熱回収装置と、を備え、
前記圧縮空気は、空気を圧縮する一次空気圧縮機により圧縮された一次圧縮空気と、前記一次圧縮空気をさらに圧縮する二次空気圧縮機により圧縮された二次圧縮空気とからなり、
前記排熱回収装置は、前記燃焼排ガスと前記二次圧縮空気とを間接熱交換する第１熱交換部と、
前記第１熱交換部を通過し、第１熱交換後の燃焼排ガスと前記一次圧縮空気及び供給水とを空気飽和槽で間接熱交換し、前記一次圧縮空気に水蒸気を同伴する第２熱交換部とからなると共に、
前記第２熱交換部の空気飽和槽で熱交換した水蒸気を同伴する一次圧縮空気を、前記二次空気圧縮機に導入して高圧の低温二次圧縮空気とした後、該高圧の低温二次圧縮空気を前記第１熱交換部で熱交換して高圧の高温二次圧縮空気とし、その後、該高圧の高温二次圧縮空気を前記燃焼器に導入することを特徴とするガスタービンサイクル設備。
【請求項２】
請求項１において、
前記第２熱交換部の空気飽和槽は、前記供給水を導入する供給水ヘッダと、
前記供給水ヘッダと一端で連通し、前記排熱回収装置内に配置される複数の熱交換チューブと、
前記熱交換チューブと他端で連通し、前記供給水を貯留すると共に、貯留部の空間内に前記一次圧縮空気を導入する導入部を有する貯留ヘッダと、
前記供給水を循環する供給水循環ラインとを備え、
前記熱交換チューブの内壁面に沿って濡れ壁状で循環する供給水のチューブ空間内に、一次圧縮空気を通過させると共に、前記熱交換チューブの外周に当接する前記燃焼排ガスにより、前記一次圧縮空気を熱交換すると共に、前記供給水を加熱しつつ水蒸気を発生させ、該発生した水蒸気を熱交換された前記一次圧縮空気に同伴することを特徴とするガスタービンサイクル設備。
【請求項３】
請求項１又は２において、
前記排熱回収装置から排出された熱交換後の排ガスを冷却する冷却塔と、凝縮された凝縮水を前記供給水として、前記空気飽和槽内を供給水が循環する供給水循環ラインに供給する供給水供給ラインとを備えたことを特徴とするガスタービンサイクル設備。
【請求項４】
請求項１乃至３のいずれか一つにおいて、
前記排熱回収装置は、さらに第２熱交換部通過後の前記燃焼排ガスと、前記供給水供給ライン中の前記供給水とを間接熱交換する第３熱交換部を備えることを特徴とするガスタービンサイクル設備。
【請求項５】
請求項１乃至４のいずれか一つのガスタービンサイクル設備と、
前記冷却塔からの排ガス中のＣＯ2を回収するＣＯ2回収装置とを備えたことを特徴とする排ガスのＣＯ2回収設備。
【請求項６】
請求項５において、
前記ＣＯ2回収装置が排ガス中のＣＯ2を吸収液で吸収するＣＯ2吸収塔と、ＣＯ2を吸収した吸収液を再生する吸収液再生塔とを備え、吸収液を循環再利用することを特徴とする排ガスのＣＯ2回収設備。
【請求項７】
請求項１のガスタービンサイクル設備を用い、
ガスタービンからの燃焼排ガスを、排熱回収装置の第１熱交換部で高圧の二次圧縮空気と熱交換させると共に、この熱交換排ガスを用いて低圧の一次圧縮空気を空気飽和槽の第２熱交換部で熱回収し、次いで前記第２熱交換部で熱回収した一次圧縮空気を二次空気圧縮機に導入し、高圧とした後、前記第１熱交換部で熱回収して二次圧縮空気とし、この二次圧縮空気を用いて、燃焼器に導入して燃料により燃焼させることを特徴とする燃焼排ガスの排熱回収方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、サイクル効率を向上させるガスタービンサイクル設備、排ガスのＣＯ2回収設備及び燃焼排ガスの排熱回収方法に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
例えば、ガスタービン（Ｇ／Ｔ）コンバインドサイクル効率を向上させるために、ガスタービンからの燃焼排ガスを有効利用するための排熱回収ボイラが用いられている。この排熱回収ボイラ（Heat  Recovery  Steam  Generator：ＨＲＳＧ）は、ガスタービン等の排熱発生源から排出される高温の燃焼排ガスを利用して蒸気を生成する装置であり、例えば、排熱回収ボイラで生成した蒸気を蒸気タービン（Ｓ／Ｔ）に供給し、発電機を駆動させるガスタービンコンバインドサイクル（Gas  Turbine  Combined  Cycle：ＧＴＣＣ）発電プラントなどにおいて広く用いられている（特許文献１及び２）。 
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００３−８３００３号公報
【特許文献２】特開２０１３−１７１００１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、従来の排熱回収ボイラでは、高温の燃焼排ガスからの熱回収を複数段の例えば高圧・中圧・低圧の各節炭器、蒸発器、過熱器及び再熱器等を用いて、臨界圧以下の温度で熱回収しているので、燃焼排ガスの温度降下線とピンチポイントに至らないよう熱交換を行っていた。また再熱器での再熱も温度が６００℃程度での再熱しかできない、という問題がある。
【０００５】
よって、ガスタービン入口温度が例えば１５００℃級の高圧・高温の場合においてもガスタービン効率（％ＬＨＶ）が６０％程度であった。なお、ガスタービン入口温度を例えば１７００℃に上昇させる場合には、タービン冷却技術、遮熱コーティング技術、耐熱材料技術等の様々な障壁がある、という問題がある。
【０００６】
よって、入口温度が例えば１５００℃級のガスタービン設備であってもシステム効率の向上を図るシステムの出現が切望されている。
【０００７】
本発明は、前記問題に鑑み、ガスタービンサイクル効率の向上を図ることができるガスタービンサイクル設備、排ガスのＣＯ2回収設備及び燃焼排ガスの排熱回収方法を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上述した課題を解決するための本発明の第１の発明は、圧縮空気と燃料とを燃焼する燃焼器と、前記燃焼器からの高温・高圧の燃焼ガスにより駆動されるパワータービンとを有するガスタービンと、前記タービンを駆動した燃焼排ガスから熱エネルギーを回収する排熱回収装置と、を備え、前記圧縮空気は、空気を圧縮する一次空気圧縮機により圧縮された一次圧縮空気と、前記一次圧縮空気をさらに圧縮する二次空気圧縮機により圧縮された二次圧縮空気とからなり、前記排熱回収装置は、前記燃焼排ガスと前記二次圧縮空気とを間接熱交換する第１熱交換部と、前記第１熱交換部を通過し、第１熱交換後の燃焼排ガスと前記一次圧縮空気及び供給水とを空気飽和槽で間接熱交換し、前記一次圧縮空気に水蒸気を同伴する第２熱交換部とからなると共に、前記第２熱交換部の空気飽和槽で熱交換した水蒸気を同伴する一次圧縮空気を、前記二次空気圧縮機に導入して高圧の低温二次圧縮空気とした後、該高圧の低温二次圧縮空気を前記第１熱交換部で熱交換して高圧の高温二次圧縮空気とし、その後、該高圧の高温二次圧縮空気を前記燃焼器に導入することを特徴とするガスタービンサイクル設備にある。
【０００９】
第２の発明は、第１の発明において、前記第２熱交換部の空気飽和槽は、前記供給水を導入する供給水ヘッダと、前記供給水ヘッダと一端で連通し、前記排熱回収装置内に配置される複数の熱交換チューブと、前記熱交換チューブと他端で連通し、前記供給水を貯留すると共に、貯留部の空間内に前記一次圧縮空気を導入する導入部を有する貯留ヘッダと、前記供給水を循環する供給水循環ラインとを備え、前記熱交換チューブの内壁面に沿って濡れ壁状で循環する供給水のチューブ空間内に、一次圧縮空気を通過させると共に、前記熱交換チューブの外周に当接する前記燃焼排ガスにより、前記一次圧縮空気を熱交換すると共に、前記供給水を加熱しつつ水蒸気を発生させ、該発生した水蒸気を熱交換された前記一次圧縮空気に同伴することを特徴とするガスタービンサイクル設備にある。
【００１０】
第３の発明は、第１又は２の発明において、前記排熱回収装置から排出された熱交換後の排ガスを冷却する冷却塔と、凝縮された凝縮水を前記供給水として、前記空気飽和槽内を供給水が循環する供給水循環ラインに供給する供給水供給ラインとを備えたことを特徴とするガスタービンサイクル設備にある。
【００１１】
第４の発明は、第１乃至３のいずれか一つの発明において、前記排熱回収装置は、さらに第２熱交換部通過後の前記燃焼排ガスと、前記供給水供給ライン中の前記供給水とを間接熱交換する第３熱交換部を備えることを特徴とするガスタービンサイクル設備にある。
【００１２】
第５の発明は、第１乃至４のいずれか一つの発明のガスタービンサイクル設備と、前記冷却塔からの排ガス中のＣＯ2を回収するＣＯ2回収装置とを備えたことを特徴とする排ガスのＣＯ2回収設備にある。
【００１３】
第６の発明は、第５の発明において、前記ＣＯ2回収装置が排ガス中のＣＯ2を吸収液で吸収するＣＯ2吸収塔と、ＣＯ2を吸収した吸収液を再生する吸収液再生塔とを備え、吸収液を循環再利用することを特徴とする排ガスのＣＯ2回収設備にある。
【００１４】
第７の発明は、第１の発明のガスタービンサイクル設備を用い、ガスタービンからの燃焼排ガスを、排熱回収装置の第１熱交換部で高圧の二次圧縮空気と熱交換させると共に、この熱交換排ガスを用いて低圧の一次圧縮空気を空気飽和槽の第２熱交換部で熱回収し、次いで前記第２熱交換部で熱回収した一次圧縮空気を二次空気圧縮機に導入し、高圧とした後、前記第１熱交換部で熱回収して二次圧縮空気とし、この二次圧縮空気を用いて、燃焼器に導入して燃料により燃焼させることを特徴とする燃焼排ガスの排熱回収方法にある。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、ガスタービンからの燃焼排ガスを用いて、排熱回収装置の第１熱交換部で高圧の二次圧縮空気と熱交換させると共に、この熱交換排ガスを用いて低圧の一次圧縮空気を空気飽和槽の第２熱交換部で熱回収する。そして、第２熱交換部で熱回収した一次圧縮空気を二次空気圧縮機に導入し、高圧とした後、第１熱交換部で熱回収して二次圧縮空気とし、この二次圧縮空気を用いて、燃焼器に導入して燃料により燃焼させることで、例えば温度１５００℃まで加熱する。これによって、排熱回収装置における排熱回収の効率を極めて高くすることができる。この結果、ガスタービンサイクル効率の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１−１】図１−１は、実施例１に係るガスタービンサイクル設備の概略図である。
【図１−２】図１−２は、実施例１に係るガスタービンサイクル設備の温度・圧力条件の一例を示した概略図である。
【図２】図２は、実施例１に係るガスタービンサイクル設備の要部拡大図である。
【図３】図３は、熱交換チューブの斜視図である。
【図４】図４は、熱交換チューブの概略断面図である。
【図５】図５は、熱交換チューブの概略断面図である。
【図６】図６は、燃焼排ガスの温度降下線と供給水温度及び圧縮空気の上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
【図７】図７は、実施例１の他のガスタービンサイクル設備の概略図である。
【図８】図８は、実施例２に係る排ガスのＣＯ2回収設備の概略図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下に添付図面を参照して、本発明の好適な実施例を詳細に説明する。なお、この実施例により本発明が限定されるものではなく、また、実施例が複数ある場合には、各実施例を組み合わせて構成するものも含むものである。
【実施例１】
【００１８】
図１−１は、実施例１に係るガスタービンサイクル設備の概略図である。図１−２は、実施例１に係ガスタービンサイクル設備の温度・圧力条件の一例を示した概略図である。
図１−１に示すように、本実施例に係るガスタービンサイクル設備１０Ａは、圧縮空気１２と燃料１３とを燃焼する燃焼器１４と、燃焼器１４からの高温・高圧の燃焼ガス１５により駆動されるパワータービン１６とを有するガスタービン１７と、パワータービン１６を駆動した燃焼排ガス１８から熱エネルギーを回収する排熱回収装置１９と、を備え、圧縮空気１２は、空気１２ａを圧縮する一次空気圧縮機２１により圧縮された一次圧縮空気１２Ａと、一次圧縮空気１２Ａをさらに圧縮する二次空気圧縮機２２により圧縮された二次圧縮空気１２Ｃとからなり、排熱回収装置１９は、燃焼排ガス１８と二次圧縮空気１２Ｃとを間接熱交換する第１熱交換部１９Ａと、第１熱交換部１９Ａを通過し、第１熱交換後の燃焼排ガス１８Ａと一次圧縮空気１２Ａ及び供給水３０とを空気飽和槽３１で間接熱交換し、一次圧縮空気１２Ａに水蒸気３８を同伴する第２熱交換部１９Ｂとからなると共に、第２熱交換部１９Ｂの空気飽和槽３１で熱交換した水蒸気３８を同伴する一次圧縮空気１２Ｂを、二次空気圧縮機２２に導入して高圧の二次圧縮空気（低温）１２Ｃとした後、該高圧の二次圧縮空気（低温）１２Ｃを第１熱交換部１９Ａで熱交換して高圧の二次圧縮空気（高温）１２Ｄとし、その後、該高圧の二次圧縮空気（高温）１２Ｄを燃焼器１４に燃焼用の圧縮空気として導入するものである。
【００１９】
本実施例では、排熱回収装置１９の第２熱交換部１９Ｂの下流側に、第２熱交換部１９Ｂで熱交換した後の燃焼排ガス１８Ｂ用いて供給水３０を熱交換する第３熱交換部１９Ｃをさらに備えている。
【００２０】
また、本実施例では、排熱回収装置１９から排出された熱交換後の排ガス４０を冷却する冷却塔４１と、冷却塔４１をポンプＰ1で循環する冷却器４２を備えた冷却ラインＬ10と、冷却塔４１内で凝縮された凝縮水４４を、空気飽和槽３１への供給水３０として供給する供給水供給ラインＬ11とを備えている。
なお、図１中、符号４５は排出水、４６は煙突、Ｇはパワータービン１６に連結され発電する発電機、Ｌ1は空気導入ライン、Ｌ2は一次圧縮空気供給ライン、Ｌ3は二次圧縮空気供給ライン、Ｌ4は燃料供給ライン、Ｌ5は燃焼ガス供給ライン、Ｌ6は燃焼排ガス排出ライン、Ｌ7は排ガスライン、Ｌ8は排ガス４０を煙突４６へ排出する排ガス排出ライン、Ｌ12は排水ラインを各々図示する。
【００２１】
ガスタービン１７は、一次・二次空気圧縮機２１、２２と、燃焼器１４と、パワータービン１６とを備えており、一次・二次空気圧縮機２１、２２で外部から導入された空気１２ａを圧縮して、高温・高圧とされた圧縮空気１２は燃焼器１４側に導かれる。燃焼器１４では、この高温・高圧の圧縮空気１２、燃料１３を噴射して燃焼させて高温（例えば１５００℃）の燃焼ガス１５を発生させる。燃焼ガス１５はパワータービン１６へ噴射され、パワータービン１６で高温高圧の燃焼ガス１５が持つ熱エネルギーを回転エネルギーに変換する。この回転エネルギーによって同軸の一次・二次空気圧縮機２１、２２が駆動され、この圧縮機を駆動した残りの回転エネルギーによって発電機Ｇが駆動されて電力を発生する。
【００２２】
次に、パワータービン１６を駆動した燃焼排ガス１８は、その熱エネルギーを回収するため排熱回収装置１９へ導かれる。
【００２３】
この排熱回収装置１９は、第１熱交換部１９Ａと第２熱交換部１９Ｂとを備えている。
第１熱交換部１９Ａでは、図１−２に示すように、パワータービン１６から排出される高温（例えば６１７℃）の燃焼排ガス１８を用いて、二次圧縮空気（低温２７５℃／圧力２１ａｔａ（２．１ＭＰａ））１２Ｃを熱交換するものである。また、第１熱交換部１９Ａの下流側の第２熱交換部１９Ｂでは、一次圧縮空気（温度２２４℃／圧力６ａｔａ（０．６ＭＰａ））１２Ａを空気飽和槽３１に導入して熱交換するものである。
【００２４】
図２は、図１の要部拡大図である。図３は、熱交換チューブの斜視図であり、図４及び図５は、熱交換チューブの概略断面図である。
図２に示すように、空気飽和槽３１は、冷却塔４１で凝縮された供給水３０を導入する供給水ヘッダ３２と、供給水ヘッダ３２と一端３３ａ側で連通し、排熱回収装置１９内に配置される複数の熱交換チューブ３３と、熱交換チューブ３３と他端３３ｂ側で連通し、供給水３０を貯留部３４内で貯留すると共に、この貯留部３４の上方側の空間３５内に一次圧縮空気１２Ａを導入する導入部３６を有する貯留ヘッダ３７と、供給水３０をポンプＰ2により循環する供給水循環ラインＬ20とを備えている。
【００２５】
図４及び図５は、供給水ヘッダ３２内において、熱交換チューブ３３へ供給水が供給される様子を示す図である。
図４は、供給水３０の供給として、供給水ヘッダ３２に設けた供給ノズル３９を用いており、供給ノズル３９から散布された供給水３０は、熱交換チューブ３３内の壁面３３ｄに沿って濡れ壁状で水膜３０ａを形成しつつ落下される。
図５は、供給水３０の供給として、供給水ヘッダ３２の貯留部３２aから供給水３０をオーバーフローさせており、オーバーフローした供給水３０は、熱交換チューブ３３内の壁面３３ｄに沿って濡れ壁状で水膜３０ａを形成しつつ落下される。
【００２６】
そして、図３、図４及び図５に示すように、複数本の熱交換チューブ３３の内壁面に沿って水膜３０ａによって落下して循環する供給水３０のチューブ空間３３ｃ内に、一次圧縮空気１２Ａを下方側から通過させている。そして、この一次圧縮空気１２Ａが通過する際、熱交換チューブ３３の外周に当接する燃焼排ガス１８Ａにより、熱交換される。この熱交換の際においては、流下する供給水３０を加熱しつつ水蒸気３８を発生させ、この発生した水蒸気３８を熱交換された一次圧縮空気１２Ａに同伴させ、一次圧縮空気（含水蒸気）１２Ｂとしている。
【００２７】
そして、例えば図４に示すように、供給水３０は供給ノズル３９により噴射され、熱交換チューブ３３内に流入させる。熱交換チューブ３３内に流入した供給水３０は熱交換チューブ３３の内壁面３３ｄに沿って濡れ壁状で水膜３０ａを形成しつつ落下し、下流側の貯留ヘッダ３７で貯留される。この貯留した供給水３０はポンプＰ2を介して供給水循環ラインＬ20により供給水ヘッダ３２に再度循環される。
【００２８】
そして、熱交換チューブ３３の内側を流れる濡れ壁状の水膜３０ａが、外部からの燃焼排ガス１８Ａの熱によって間接的に加熱され、熱交換により供給水３０が水蒸気３８となって、一次圧縮空気１２Ａに同伴され、一次圧縮空気（含水蒸気）１２Ｂとなる。この第２熱交換部１９Ｂは、第１熱交換部１９Ａで熱交換に寄与した燃焼排ガス１８Ａを用いての熱交換となる。
【００２９】
ここで、空気飽和槽３１の貯留ヘッダ３７内の空間３５に導入される一次圧縮空気（圧力６ａｔａ（０．６ＭＰａ））１２Ａは、導入される供給水３０により冷却され、その温度が例えば２２４℃のものが８４℃まで、該空間３５内で低下する。
この低い温度（８４℃）となった一次圧縮空気１２Ａは、第２熱交換部１９Ｂの空気飽和槽３１において、第１熱交換後の燃焼排ガス１８Ａにより間接的に熱交換され、温度が１０７℃（圧力６ａｔａ）の一次圧縮空気（含水蒸気）１２Ｂとなる。
【００３０】
この一次圧縮空気（含水蒸気）１２Ｂは、次に二次空気圧縮機２２に導入されて２回目の圧縮がなされ、高圧（圧力２１ａｔａ（２．１ＭＰａ））の二次圧縮空気（低温：２７５℃）１２Ｃとなる。
【００３１】
この二次圧縮空気１２Ｃは、温度が低い（２７５℃）ので、排熱回収装置１９の第１熱交換部１９Ａにおいて、高温（例えば６１７℃）の燃焼排ガス１８と熱交換が可能となり、高圧の二次圧縮空気（高温５６５℃）１２Ｄとなる。
【００３２】
従来では、圧縮機を１台設置して圧縮するような場合には、一次空気圧縮機で圧縮した一次圧縮空気（温度２２４℃）をそのまま同一の二次空気圧縮機に導入して高圧（２１ａｔａ）・高温（４００℃）の圧縮空気として、燃焼器に導入している。
【００３３】
これに対して、本発明においては、一次空気圧縮機２１を通過して低圧（圧力６ａｔａ）の一次圧縮空気１２Ａを全量、排熱回収装置１９の第２熱交換部１９Ｂに導入して、第１熱交換部１９Ａで熱交換した後の燃焼排ガス１８Ａと、空気飽和槽３１で熱交換している。
【００３４】
この際、空気飽和槽３１では、供給水３０を導入して低圧（圧力６ａｔａ）の一次圧縮空気１２Ａの温度を低下（２７５℃→８４℃）し、第１熱交換部１９Ａで熱交換した後の燃焼排ガス（温度３３６℃）１８Ａの排熱により熱交換され、温度が上昇（１０７℃）された低圧の一次圧縮空気（含水蒸気）１２Ｂとなる。この一次圧縮空気（含水蒸気）（１０７℃）１２Ｂは、次に二次空気圧縮機２２によりさらに圧縮され、高圧（圧力２１ａｔａ）の二次圧縮空気（低温：２７５℃）１２Ｃとなる。この二次圧縮の際、従来のような連続して圧縮している場合と異なり、温度が低下しているので、圧縮機の容量をコンパクトとすることができる。
【００３５】
さらに、この高圧の二次圧縮空気（低温：２７５℃）１２Ｃは、排熱回収装置１９の第１熱交換部１９Ａに導入して、高圧の二次圧縮空気（高温：５６５℃）１２Ｄとなり、燃焼器１４に導入される。
【００３６】
本実施例では、第２熱交換部１９Ｂにおける一次圧縮空気１２Ａの熱交換の際に、同伴される水蒸気３８の量は少ないので、燃焼器１４での燃焼を例えば１５００℃の高温まで上昇させることが可能となる。
【００３７】
また、本実施例では、第３熱交換部１９Ｃを設置して、冷却塔４１で燃焼排ガス１８Ｃ中の水分を凝縮した凝縮水を、供給水３０として空気飽和槽３１へ供給する際、熱交換することで、燃焼排ガス１８の排熱回収効率の向上をさらに図るようにしている。すなわち、冷却塔４１で冷却され、凝縮された供給水３０は温度が４０℃程度であるので、この４０℃の供給水３０を第３熱交換部１９Ｃ内に通過させ、燃焼排ガス（１２０℃）１８Ｂと熱交換させ、温度８８℃の供給水３０として貯留ヘッダ３７側へ供給することとなる。
【００３８】
このように、燃焼排ガス１８を熱交換して排熱回収する際、本実施例の排熱回収装置１９では、第１熱交換部１９Ａと第２熱交換部１９Ｂと第３熱交換部１９Ｃで各々効率的な熱交換をしているので、高温（６１７℃）の燃焼排ガス１８を低温（９５℃）まで熱回収することとなり、熱回収効率が向上する。
また、一次圧縮空気（含水蒸気）１２Ｂに同伴される水蒸気３８の量は少ないので、排気損失が少ないものとなる。
【００３９】
図６は、燃焼排ガスの温度降下線と供給水温度及び圧縮空気の上昇線とにおける温度とエンタルピーとの関係図である。
図６に示すように、燃焼排ガス１８は第１熱交換部１９Ａ、第２熱交換部１９Ｂ及び第３熱交換部１９Ｃにおいて、徐々に温度が低下する（第１熱交換部１９Ａ（６１７℃→３３６℃）、第２熱交換部１９Ｂ（３３６℃→１２０℃）及び第３熱交換部１９Ｃ（１２０℃→９５℃）。
【００４０】
これに対し、供給水３０は第３熱交換部１９Ｃで４０℃から８８℃に上昇し、一次圧縮空気１２Ａは空気飽和槽３１で温度が低下するので、８４℃から１０７℃に上昇する。次いで、二次圧縮空気１２Ｃは第１熱交換部１９Ａで２７５℃から５６５℃に上昇する。
【００４１】
また、表１に示すように、入熱と排気ロスとの関係によりガスタービンサイクル効率が６６．７６％（ＬＨＶベース）となる。これは従来の１５００℃級のガスタービンサイクル効率の６０％よりも約６．７％以上の大幅な向上を図ることができた。
【００４２】
【表１】
2015218634.tif 000003
【００４３】
以上より、従来の高圧・中圧・低圧ボイラを用いた排熱回収ボイラを備えたガスタービンコンバインドサイクル（Gas Turbine Combined Cycle：ＧＴＣＣ）発電プラントの効率（ＬＨＶ）が６０％程度であったものを大幅に上昇することができる。
【００４４】
本実施例では、燃焼排ガス１８を熱交換して排熱回収する際、本実施例の排熱回収装置１９では、第１熱交換部１９Ａと第２熱交換部１９Ｂと第３熱交換部１９Ｃで各々効率的な熱交換をしているが、図７に示すガスタービンサイクル設備１０Ｂに示すように、第３熱交換部１９Ｃを省略することもできる。
この場合には、高温（６１７℃）の燃焼排ガス１８を低温（１２０℃）まで熱回収することとなり、図１のガスタービンサイクル設備１０Ａよりは、熱回収効率が多少低下するが、設備の簡素化を図ることができる。
【実施例２】
【００４５】
次に、本発明の実施例２に係る排ガスのＣＯ2回収設備について、図８を参照して説明する。図８は、実施例２に係る排ガスのＣＯ2回収設備の概略図である。なお、実施例１と同様の部材については、同一符号を付してその説明は省略する。本実施例に係る排ガスのＣＯ2回収設備５０は、実施例１のガスタービンサイクル設備１０Ａと、冷却塔４１からの水分を除去した排ガス４０中のＣＯ2を回収するＣＯ2回収装置５１とを備えている。このＣＯ2回収装置５１は、冷却塔４１で冷却後の排ガス４０中のＣＯ2を吸収液５２により除去するＣＯ2吸収塔５３及び吸収液５２を再生する吸収液再生塔５４を備えている。
【００４６】
一般に、ＣＯ2回収装置５１は、吸収液５２として例えばアミン系の吸収液を用いる場合、ＣＯ2吸収塔５３内において該アミン吸収液に排ガス４０中に含まれるＣＯ2を吸収させて除去し、ＣＯ2吸収塔５３の塔頂側から処理排ガス５５として排出される。また、ＣＯ2を吸収した吸収液５２は、吸収液再生塔５４において、リボイラ５９によるスチームストリッピングにより再生され、再度ＣＯ2吸収塔５３にて再利用する閉鎖系の循環ラインＬ21、Ｌ22を構築している。なお、ＣＯ2吸収塔５３内においては、アミン系吸収液は、排ガス４０と例えば対向接触させることで、ＣＯ2をアミン吸収液内に取り込むようにしている。ここで、吸収液再生塔５４側ではスチームストリッピングにより除去されたＣＯ2を含むガス５６が排出され、気液分離器で水分を除去し、ＣＯ2はガスとして回収される。
【００４７】
従来では、排ガス中のＣＯ2を回収する場合、ＣＯ2回収装置の前段側において、冷却塔を別途設けて、排ガスを冷却していたが、実施例１で排ガス４０は、供給水３０を得るための冷却塔４１により冷却されているので、本実施例の排ガスのＣＯ2回収設備５０においては、別途冷却設備を設置することが不要となる。また、通常のガスタービンでは、排ガス中のＣＯ2濃度が３．５〜４．０Ｖｏｌ．％と低いが、本ガスタービンサイクルでは排ガス中のＣＯ2濃度は５〜７Ｖｏｌ．％と上昇し、結果的に排ガス量を少なくでき、ＣＯ2回収設備がコンパクトとなる。
【００４８】
なお、本実施例では、ＣＯ2回収装置５１として、排ガス４０中のＣＯ2を吸収液５２で吸収するＣＯ2吸収塔５３と、ＣＯ2を吸収した吸収液５２を再生する吸収液再生塔５４とを備えた場合で説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、排ガス中のＣＯ2を回収することができる設備であればいずれを用いるようにしてもよい。
【符号の説明】
【００４９】
１０Ａ、１０Ｂ  ガスタービンサイクル設備
１２ａ  空気
１２  圧縮空気
１２Ａ  一次圧縮空気
１２Ｂ  一次圧縮空気（含水蒸気）
１２Ｃ  二次圧縮空気（低温）
１２Ｄ  二次圧縮空気(高温)
１３  燃料
１４  燃焼器
１５  燃焼ガス
１６  パワータービン
１７  ガスタービン
１８、１８Ａ〜１８Ｃ  燃焼排ガス
１９  排熱回収装置
１９Ａ  第１熱交換部
１９Ｂ  第２熱交換部
１９Ｃ  第３熱交換部
２１  一次空気圧縮機
２２  二次空気圧縮機
３１  空気飽和槽
３２  供給水ヘッダ
３３  熱交換チューブ
３４  貯留部
３５  空間
３７  貯留ヘッダ
３８  水蒸気
４０  排ガス
５０  排ガスのＣＯ2回収設備
５１  ＣＯ2回収装置
【図１−１】
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【図１−２】
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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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