(57)【要約】【課題】効率の高いガスタービン動力発生装置を提供する。【解決手段】燃料を燃焼する燃焼器であって、水蒸気ｄを外部から導入する水蒸気導入口１４ａを有する燃焼器１４と、燃焼器１４に燃焼用の圧縮空気ａを供給する圧縮機１１と、燃焼器１４で発生した燃焼ガスｂから動力を回収し該回収動力で圧縮機１１を駆動する動力タービン１２と、圧縮機１１で圧縮された圧縮空気を導入し、該圧縮空気から動力を回収し該動力で動力タービン１２で回収される動力を補助する空気タービン２１とを備えるガスタービン動力発生装置。燃焼ガスの温度を水蒸気で調整することができ、圧縮空気から動力を回収する空気タービンを備えるので、動力タービンの動力を補助することができる。【選択図】　図１
2004137923.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
燃料を燃焼する燃焼器であって、水蒸気を外部から導入する水蒸気導入口を有する燃焼器と；
前記燃焼器に燃焼用の圧縮空気を供給する圧縮機と；
前記燃焼器で発生した燃焼ガスから動力を回収し該回収動力で前記圧縮機を駆動する動力タービンと；
前記圧縮機で圧縮された圧縮空気を導入し、該圧縮空気から動力を回収し該動力で前記動力タービンで回収される動力を補助する空気タービンとを備える；
ガスタービン動力発生装置。
【請求項２】
前記圧縮機から前記空気タービンに導入される圧縮空気を冷却する空気冷却器を備える、請求項１に記載のガスタービン動力発生装置。
【請求項３】
前記燃焼器に導入される水蒸気を発生するボイラを備える、請求項１または請求項２に記載のガスタービン動力発生装置。
【請求項４】
前記冷却器は、前記圧縮空気を水により冷却するように構成され、前記冷却器で前記圧縮空気により加熱された前記水を前記ボイラに供給するように構成された、請求項３に記載のガスタービン動力発生装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ガスタービン動力発生装置に関し、特に燃焼器に燃焼用の圧縮空気を供給する圧縮機を備えるガスタービン動力発生装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、図５に示すようにガスタービンで発電機を駆動する動力発生装置があった。この装置は、空気を圧縮する圧縮機１１と、圧縮機１１から供給される空気で燃料を燃焼し、その燃焼ガスで駆動される動力タービン１２とを備えるガスタービン１０を備える。ガスタービン１０は発電機１３を駆動して発電を行う。動力タービン１２は、燃焼器１４からの燃焼ガスで駆動される。燃焼器１４には、圧縮機１１からの圧縮空気と、ガスコンプレッサー１５で圧縮された燃料ガスが供給され、ここで燃焼する。また圧縮機１１で圧縮された約２００℃の空気は、動力タービン１２からの約６００℃の排ガスと、再生器１６で熱交換され予熱されて燃焼器１４に入る。再生器１６から出てくる排ガスは、温水ボイラ１７に導かれ、ここで温水を製造した後に煙突から排気される。温水ボイラ１７で作られた約９０℃の温水は、温水ポンプ１９で暖房負荷等の温水使用機器１８に供給され、温度の下がった温水は温水ボイラ１７に戻る。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−５４８５５号公報（図１）
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
以上のような従来のガスタービン動力発生装置によれば、動力タービン１２の耐熱性の限界のために、圧縮機１１は燃焼器１４で燃料を燃焼させるに必要な理論空気量と比べて過剰な量、例えば１０倍程度もの空気を供給する必要があり、そのため動力発生装置としてせいぜい３０％程度の効率しか得られなかった。
【０００５】
そこで本発明は、効率の高いガスタービン動力発生装置を提供することを目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に係る発明によるガスタービン動力発生装置は、例えば図１に示すように、燃料を燃焼する燃焼器であって、水蒸気ｄを外部から導入する水蒸気導入口１４ａを有する燃焼器１４と；燃焼器１４に燃焼用の圧縮空気ａを供給する圧縮機１１と；燃焼器１４で発生した燃焼ガスｂから動力を回収し該回収動力で圧縮機１１を駆動する動力タービン１２と；圧縮機１１で圧縮された圧縮空気を導入し、該圧縮空気から動力を回収し該動力で動力タービン１２で回収される動力を補助する空気タービン２１とを備える。
【０００７】
このように構成すると、燃焼器は水蒸気導入口を有するので、ここから供給される水蒸気により燃焼ガスの温度を調整することができる。また圧縮空気から動力を回収する空気タービンを備えるので、動力タービンの動力を補助することができる。
【０００８】
ここで、典型的には、空気タービンには圧縮機で圧縮された圧縮空気の一部を導入する。また、動力タービンで発生する動力と空気タービンで発生する動力の合計から、圧縮機駆動動力を差し引いた動力が、外部に取り出し得る動力となる。この動力で例えば発電機を駆動する。また、空気タービンは動力を回収するので排気の温度が入口温度よりも低下する。
【０００９】
また請求項２に記載のように、請求項１に記載のガスタービン動力発生装置では、圧縮機１１から空気タービン２１に導入される圧縮空気を冷却する空気冷却器２２を備えるのが好ましい。
【００１０】
このように構成すると、空気冷却器を備えるので、空気タービンで動力を回収された排気の温度がさらに低温となる。
【００１１】
また請求項３のように、請求項１または請求項２に記載のガスタービン動力発生装置では、燃焼器１４に導入される水蒸気ｄを発生するボイラ１７を備えるようにしてもよい。さらにボイラ１７には、熱源として動力タービン１２からの排気を導入するように構成してもよい。
【００１２】
このように構成すると、ボイラを備えるので、燃焼器に供給する水蒸気を得ることができ、また動力タービンからの排気を導入するように構成するときは、排気からの熱回収を図ることができる。
【００１３】
さらに請求項４のように、請求項３に記載のガスタービン動力発生装置では、冷却器２２は、前記圧縮空気を水により冷却するように構成され、冷却器２２で前記圧縮空気により加熱された前記水をボイラ１７に供給するように構成してもよい。
【００１４】
このように構成すると、冷却器を備えるので、圧縮空気を冷却することができ、空気タービンの吐出空気の温度を低下させることができる上に、ボイラへの給水を予熱することができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照して説明する。なお、各図において互いに同一あるいは相当する部材には同一符号または類似符号を付し、重複した説明は省略する。
図１は、本発明による実施の形態であるガスタービン動力発生装置のフローチャートである。図中、空気ａを圧縮する圧縮機１１と、圧縮機１１から供給される空気で燃料を燃焼して得た燃焼ガスで駆動される動力タービン１２とが同軸で組み立てられてガスタービン１０が構成されている。ガスタービン１０には、さらに発電機１３と空気タービン２１とが連結されている。
【００１６】
本図の本実施の形態では、圧縮機１１、動力タービン１２、発電機１３及び空気タービン２１は、同軸に搭載されているものとして示されているが、これに限らず、特に発電機は、フランジ型あるいはギヤカップリング、ダイヤフラムカップリング等により連結されてもよい。空気タービンも、同様に種々のカップリングで連結するようにしてもよい。カップリングで連結すれば、各機器を別々に製造し、最後に装置として組み立てることができるので、それらの機器として汎用の標準品を用いることが容易となる。
【００１７】
空気圧縮機１１の吐出口には、燃焼器１４が空気用配管３１により接続されている。一方本実施の形態では燃料ｆはメタンガスを主成分とする都市ガスであり、これを圧縮するガスコンプレッサ１５が備えられている。そしてガスコンプレッサ１５の吐出口はガス配管３５で燃焼器１４に接続されている。
【００１８】
さらに、水蒸気を発生するボイラ１７が蒸気配管３６により燃焼器１４の水蒸気導入口としての水蒸気入口１４ａに接続されている。燃焼器１４の燃焼ガス出口と動力タービン１２の燃焼ガス入口とは、燃焼器１４で発生する燃焼ガスを導く燃焼ガス配管３２により接続されている。また、動力タービン１２の排気ガス出口は、ボイラ１７のガス入口に排気ガス配管３３により接続されている。ボイラ１７には、ボイラで熱を回収された後のガスｅを排気する煙突３４が設けられている。
【００１９】
空気配管３１からは空気配管３７が分岐しており、この配管は熱交換器である空気冷却器２２の空気入口に接続されている。空気冷却器２２の空気出口は空気タービン２１の入口に、空気配管３８により接続されている。空気タービン２１の出口は、空気配管３９により、不図示の冷気利用設備に接続されている。
【００２０】
一方、ボイラ１７に純水ｃを給水するための純水装置２３と、ここで製造された純水を貯水するタンク２４が用意されている。タンク２４の給水口は、配管４１により空気冷却器２２の水入口に接続されている。配管４１には、タンク２４内の純水を送水するポンプ２５が配置されている。
【００２１】
空気冷却器２２の水出口は、配管４２によりボイラ１７の給水口に接続されている。この給水口から供給された水は蒸気となり、前述のように蒸気配管３６を通して燃焼器１４に導かれる。
【００２２】
さらに図１を参照して、本実施の形態のガスタービン動力発生装置の作用を説明する。空気圧縮機１１は外気ａを吸入して圧縮する。圧縮比は３．５〜４．５である。圧縮空気は配管３１を通して燃焼器１４に供給される。燃焼器１４における燃焼ガスの圧力は、圧縮空気の吸込抵抗、流れ抵抗等を考慮すると０．３〜０．４ＭＰａとなる。燃焼器１４には、ガスコンプレッサ１５で圧縮された燃料である都市ガスｆが配管３５を通して供給される。この燃料ｆは外気ａ中の酸素により燃焼し、高温でかつ圧力が約４００〜５００ｋＰａ程度の燃焼ガスになる。
【００２３】
燃焼器１４には、さらにボイラ１７で発生する水蒸気ｄが配管３６を通して供給される。水蒸気は１５０℃〜２００℃程度の温度であり、この水蒸気により燃焼ガスの温度を低く抑えることができる。即ち、燃焼に十分な理論空気量の数倍程度の空燃比の空気量で燃料ｆを燃焼させる場合には本来１０００数百度になるところを、水蒸気を混入することにより９５０℃以下に抑える。
【００２４】
燃焼器１４で発生した燃焼ガス及び混合した水蒸気は、燃焼ガス配管３２を通して動力タービン１２に供給され、これを駆動する。動力タービン１２は、後で説明する空気タービン２１が発生する動力と共に、空気圧縮機１１及び発電機１３を駆動する。発電機１３は電気を発生し、後で説明するように系統電源に接続される。
【００２５】
動力タービン１２で動力を発生し、温度が７００℃以下まで低下し、圧力がほぼ大気圧まで低下した排気ガスは、燃焼ガス配管３３を通してボイラ１７に導入され、ここで純水を加熱して水蒸気を発生する。ボイラ１７で水蒸気を発生することにより熱を回収され、温度が２５０℃程度まで低下したガスｅは、煙突３４から排気される。
【００２６】
一方、空気圧縮機１１で圧縮された空気の一部は、空気配管３１を通して空気冷却器２２に導かれる。前述のように燃焼器１４に水蒸気を供給するので、燃焼ガスの温度を下げるために過剰な空気を燃焼器１４に供給する必要がない。したがって、圧縮空気の一部を別の用途に振り向けることができるのである。この一部の空気は、空気冷却器２２で純水と熱交換して、圧縮空気は大気温度と同程度の温度、例えば５０℃程度まで冷却される。この圧力０．４ＭＰａ、温度約５０℃の空気は、配管３８を通して空気タービン２１に導かれる。圧縮空気は、ここで膨張して仕事をするので、温度が低下する。膨張前の圧力と温度次第であるが、例えば空調に適した１０℃程度〜冷凍庫に適した−４０℃程度まで低下する。温度低下の原理は後で説明する。この低温の空気は、配管（ダクト）３９を通して、不図示の空調対象空間や冷凍庫に送られる。
【００２７】
ボイラ１７への給水を説明する。純水装置２３で製造された純水ｃは一旦タンク２４に貯水される。タンク２４内の純水は、ポンプ２５により配管４１を通して冷却器２２に送られる。ここで前記のように、圧縮空気と熱交換して予熱された純水は、配管４２を通してボイラ１７に送られる。冷却器２２は、ボイラ１７への給水を予熱するので、装置の効率を高めるのに貢献する。また圧縮空気を膨張前に冷却するので、膨張した後の空気を低温にすることができる。
【００２８】
ボイラ１７に送られた純水は、ここで動力タービンからの排熱を利用して加熱され水蒸気となり、前述のように蒸気配管３６を通して燃焼器１４に導かれる。この水蒸気は、前述のように燃焼ガスが高温となりすぎないように維持し、動力タービン１２の羽根車等の構造材料の耐熱性の問題を解決すると共に、動力タービン１２での発生動力の増加にも資する。このようにして、装置の効率を高めるのに役立つ。
【００２９】
図２の空気線図（Ｐ−ｉ線図）を参照して、空気タービン２１内での空気の挙動を説明する。本線図は、縦軸が圧力Ｐ、横軸がエンタルピｉである。線図中、左下から右上への傾斜した線は、等エントロピー線、上下方向の線は、等温線である。等温線は、理想気体であれば縦軸に平行な上下方向線であるが、空気は理想気体ではないので、左上から右下に僅かに傾いた線となっている。
【００３０】
本線図上で、冷却器２２に入る前の空気は圧力Ｐ１（例えば０．４ＭＰａ）、温度ｔ１１（例えば２００℃）の点（１１）で示されている。この状態の空気は冷却器２２でほぼ等圧で冷却され温度ｔ１２（例えば５０℃）の点（１２）で示される状態の空気となる。この空気が、空気タービン２１の入口空気である。
【００３１】
状態（１２）の空気が、仮に単にオリフィス等で絞られてほぼ大気圧である圧力Ｐ２まで圧力低下すると、入口温度ｔ１２とほぼ同じ温度であるｔ１５の、状態（１５）の空気となるだけである。しかしながら本装置では、空気タービン２１で仕事をしながら膨張するので、温度ｔ１３の状態（１３）の空気となる。空気タービン２１の効率が１００％であれば、図中点（１２）から等エントロピ線（図中エントロピｓ１２）に沿って温度ｔ１４の点（１４）の状態となるが、実際はせいぜい８０％程度であるので、図示のように点（１５）と点（１４）との間の点（１３）（エントロピｓ１３）に落ち着く。この点の温度ｔ１３は、大気温度とほぼ等しい温度ｔ１２よりも低いので、空調空間や冷凍庫への供給空気として用いることができる。
【００３２】
図３のブロック図を参照して、発電機１３回りの説明をする。発電機１３は回転子１３ａと固定子１３ｂを含んで構成される。回転子１３ａが動力タービン１２で駆動され、固定子１３ｂのコイルに電気が発生する。ここでは発電機１３は交流発電機とする。発生した交流電流は、コンバータ３１で直流電流に変換される。コンバータ３１の出力側は、別途備えられるバッテリー３３に接続されており、発電される電力が負荷電力と比べて余剰分があるときは、バッテリーの充電に利用され、逆のときはバッテリー３３からの電力が補充される。なお発電機１３は、ガスタービン１０を起動する際に起動用の電動機として使えるように構成することもできる。
【００３３】
コンバータ３１の出力側は、さらにインバータ３２に接続されており、ここで交流電流に変換される。インバータ３２の出力側は、系統と連結されている。
【００３４】
図４のフローチャートを参照して、従来のガスタービン動力発生装置と本発明の場合との、各機器におけるエネルギーの出入り、及び温度状態を比較して説明する。本図では、温度は℃をもって示されており、その他の単位を伴わない数字は、エネルギーの割合を示す。すなわち、供給される燃料の有するエネルギーの量を１００としたときの、各部におけるエネルギーの量を示す。
【００３５】
従来型の場合、燃焼器１４には１００のエネルギーを有する燃料が供給される。空気圧縮機１１からは５０のエネルギーを有する圧縮空気が供給される。実際には、供給される圧縮空気は再熱器１６で予熱されているので、１３５のエネルギーが付加される。このようにして、燃焼器１４からは合計２８５（＝１００＋５０＋１３５）のエネルギーを有する９２０℃の燃焼ガスが動力タービン１２に供給される。動力タービン１２は７７の機械的エネルギーを発生する。そのうち４２のエネルギーは空気圧縮機１１を駆動するのに用いられ、３３のエネルギーが電力（動力）として取り出される。
【００３６】
一方動力タービン１２からの６９０℃の排ガスは約２０８のエネルギーをもって排出され、再熱器１６に供給される。ここで空気圧縮機で圧縮された空気を予熱して、２５０℃の排ガスとなって約７３のエネルギーをもって排気される。再熱器１６で予熱された空気は、前述のように、１３５のエネルギーを付加されて燃焼器１４に供給される。
このように従来型の装置では、１００のエネルギーを有する燃料から、３３の電気エネルギーが取り出されるので効率は３３％ということができる。
【００３７】
次に本発明の実施例を説明する。燃焼器１４には１００のエネルギーを有する燃料が供給される。空気圧縮機１１からは４３のエネルギーを有する圧縮空気が供給される。従来型の場合５０であったものが４３となるのは、圧縮空気の一部が冷却器２２に分岐されるからである。この圧縮空気は、再熱器で８１のエンエルギーを付加されて１２４のエネルギーをもって燃焼器に供給される。また燃焼器１４には、ボイラ１７から６２のエネルギーを有する水蒸気が供給される。このようにして、燃焼器１４からは合計２８６（＝１００＋１２４＋６２）のエネルギーを有する９２０℃の燃焼ガス（＋水蒸気）が動力タービン１２に供給される。
【００３８】
動力タービン１２は７６の機械的エネルギーを発生する。そのうち４２のエネルギーは空気圧縮機１１を駆動するのに用いられ、３２のエネルギーが電力として回収される。
また冷却器２２に分岐された圧縮空気は、５０℃まで冷却されて、空気タービンに供給され３のエネルギーが回収される。冷却器で回収された熱は、ボイラ給水の加熱に供される。
【００３９】
一方動力タービン１２からの６９０℃の排ガスは２１０のエネルギーをもって排出され、ボイラ１７に供給される。ここで純水を加熱して、６２のエネルギーを有する水蒸気を発生して、前述のように燃焼器１４に供給される。排ガスは、水蒸気の発生に用いられて２５０℃の排ガスとなって７５のエネルギーをもって排気される。
【００４０】
このようにして取り出される動力は３２＋３＝３５のエネルギーとなり、従来型の３３％よりも高効率である。しかも空気タービンから出た空気の温度は、−４０℃程度の冷熱を有しており、これを有効に利用することができれば、さらに高効率と言える。
【００４１】
以上の説明は燃焼器に供給する予熱された圧縮空気と蒸気の流量割合がある一定の条件の場合の説明であるが、本発明においては圧縮空気と蒸気の流量割合はある程度任意に設定することができる。理論的には従来型の圧縮空気量の約６０％程度まで蒸気で代替することが可能である。この場合、従来空気の予熱に用いられていた熱量は全量蒸気を得るために利用されることになる。
【００４２】
しかしながら、蒸気の圧縮空気に対する流量割合を増加させると純水の使用量が発電１ｋｗ当り約５．５ｋｇ／ｈ増加するが、発電効率の向上はそれほど多くはないので、蒸気回収割合の決定には純水製造コストを十分に考慮する必要がある。特に冬場に冷気を必要としない場合は蒸気回収をしない従来型の方がランニングコストとしては有利になる。
【００４３】
したがって、夏場と冬場で蒸気の流量割合を変えられるようにするのが望ましく、好ましくは再生器をいくつかのユニットに分け、それぞれ圧縮空気の流路側にバルブを設けて、必要に応じて圧縮空気の流量を止めることで再生器での熱交換量を制御することができる。再生器のユニットを燃焼ガス流れに沿って配置しておき、下流側のユニットの空気流通を制御することによって、再生器の焼損を防止することもできる。
【００４４】
また、冬場蒸気回収をしない場合は再生器の下流のボイラは燃焼ガスをバイパス出来るようにしておいてもよいが、燃焼ガスは２５０℃もの温度を有しているので、燃焼ガス中の水分が結露しない温度まで蒸気を回収して、暖房などに用いてもよい。この場合の蒸気は燃焼器に供給せず、消費されないので純水消費によるランニングコストの上昇はない。
【００４５】
以上のように本発明の実施の形態によれば、動力回収タービンの耐熱性限界を空気による希釈ではなく水蒸気を用いることによって効率の高いガスタービン動力発生装置を提供できる。したがって、燃焼ガスの温度抑制のために過大な量の空気を動力タービンに供給する必要がなく、余剰の圧縮空気を空気タービンに導入し、エネルギーを回収しているので、空気圧縮機と動力タービンとの組合せとしては、標準型をそのまま用いることができる。すなわち、ある出力の動力タービンに対して、小さい空気圧縮機を特別に作る必要がなく、標準の組合せでよい。したがって、製造工程を簡素化することができる。
【００４６】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、燃焼器は水蒸気導入口を有するので、燃焼ガスの温度を水蒸気で調整することができ、また圧縮空気から動力を回収する空気タービンを備えるので、動力タービンの動力を補助することができるガスタービン動力発生装置を提供することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態であるガスタービン動力発生装置のフローチャートである。
【図２】空気タービン内の空気の挙動を説明する線図である。
【図３】本発明の実施の形態で使用する発電機回りの装置を説明するブロック図である。
【図４】従来のガスタービン動力発生装置と本発明の実施例の場合との各機器におけるエネルギーの出入り及び温度状態を比較して説明するフローチャートである。
【図５】従来のガスタービン動力発生装置のフローチャートである。
【符号の説明】
１０　ガスタービン
１１　空気圧縮機
１２　動力タービン
１３　発電機
１４　燃焼器
１５　ガスコンプレッサ
１６　再熱器
１７　ボイラ
１９　ポンプ
２１　空気タービン
２２　空気冷却器
２３　純水装置
２４　タンク
２５　ポンプ
３１、３２、３７、３８、３９　空気配管
３３　燃焼ガス配管
３５　ガス配管
３６　水蒸気配管
４１、４２　水配管
【図１】
2004137923.tif 000003
【図２】
2004137923.tif 000004
【図３】
2004137923.tif 000005
【図４】
2004137923.tif 000006
【図５】
2004137923.tif 000007