(57)【要約】【課題】従来のミラーガスタービンや再生サイクルよりも高い熱効率の得られる再熱ガスタービン装置を得る。【解決手段】排熱回収ボイラーを備えガスタービンコジェネレーションシステムを構成する再熱ガスタービン装置において、負圧まで膨張することで膨張比を圧縮機の圧縮比よりも大きく取り、排熱回収ボイラー７で回収した熱は、水蒸気の発生と給湯に利用して熱バランスをとる。【選択図】    図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
排熱回収ボイラーを備えガスタービンコジェネレーションシステムを構成する再熱ガスタービン装置であって、
負圧まで膨張することで膨張比が圧縮機の圧縮比よりも大きく取られ、
前記排熱回収ボイラーで回収された熱は、水蒸気の発生と給湯に利用されて熱バランスが取られる構成であることを特徴とする再熱ガスタービン装置。
【請求項２】
前記再熱ガスタービン装置は、水噴霧による給気冷却を行う水噴射装置を設けたことを特徴とする請求項１記載の再熱ガスタービン装置。
【請求項３】
前記再熱ガスタービン装置は、排熱回収ボイラーを出た排気ガスを圧縮して昇圧する排気圧縮機に中間冷却器を設けたことを特徴とする請求項１又は２記載の再熱ガスタービン装置。
【請求項４】
前記再熱ガスタービン装置は、低圧燃焼器を設け、該低圧燃焼器の設定圧力は任意に設定可能とし、低圧の燃料ガスを利用可能とすることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の再熱ガスタービン装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、発電用ガスタービン装置に関し、コージェネレーションシステム、給湯装置等に適用できる発電用ガスタービン装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
通常、ガスタービンにおいては、圧縮機による昇圧後に高圧燃焼を行い、高圧高温ガスをタービンで膨張させて動力を取り出している。タービン入口温度を高温化することで効率が高くなることが知られている。ただし、タービン入口温度は、材料の耐熱性やＮＯｘ排出などの要因で制約を受けている。
【０００３】
再熱タービンシステムでは、タービンによる膨張後に再び燃焼による加熱を行うことで、タービン入口温度を押さえたまま、タービン入口圧力を高めて、より高いタービン入口温度のガスタービンと同様な高効率を実現可能である。一般に膨張比が大きいほどタービン出力が増大するが、圧縮比が高いほど圧縮機動力も増大するため、前述のような高温型のガスタービンや再熱型のガスタービンのような高圧力比のタービンシステムが適しているのは、圧縮機及びタービンの断熱効率が高くできる大型のシステムである。
【０００４】
一方、常圧燃焼で得られた常圧の高温ガスをタービンにて膨張させ、圧縮機により吸引・昇圧し、排気する構成のシステムは逆ブレイトンサイクルとして既に知られており、これに再生熱交換器、冷却器による熱回収を組み合わせたウルトラタービンは高い熱効率を達成できる（例えば、特許文献１参照）。
【０００５】
また、図７に示すように、ガスタービンと逆ブレイトンサイクルを組み合わせたミラーガスタービンは中間冷却により効率向上が図られている（例えば、特許文献２、非特許文献１参照）。
【０００６】
更に、図６に示すように、ミラーガスタービンに熱再生を加えたサイクルが再生式マイクロガスタービンの一種として研究されている（特願２００１−３９６１１１参照。）。
【０００７】
【特許文献１】
特開２００２−２４２７００号公報
【特許文献２】
特開２０００−２４０４７１号公報
【非特許文献１】
Ｆｕｊｉｉ他、Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎ  ｏｆ  ｔｈｅ  ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ  ｆｏｒ  Ｇａｓ  Ｔｕｒｂｉｎｅｓ  ａｎｄ  Ｐｏｗｅｒ  Ｖｏｌ．１２３  ｐｐ．４８１−４８６、  ２００１、
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
再熱タービンサイクルはタービン入口温度の割に高効率が達成できるが、高圧力比のため、圧縮機・タービンの断熱効率が低下する小型のガスタービンには適用しがたい。
【０００９】
一方、常圧タービンやミラーガスタービンでは、負圧まで利用することで、静圧側の圧縮比が低くても高効率が得られている。ただし、このシステムに再熱ガスタービンを組み合わせても、排熱温度が高くなるだけで、効率が向上しない。
【００１０】
ウルトラタービンやミラーガスタービンで４５％以上の高効率を達成できる例が示されているが、圧縮機の断熱効率が８０％に満たないシステムでは著しく効率が低下する。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
本発明は上記課題を解決するために、排熱回収ボイラーを備えガスタービンコジェネレーションシステムを構成する再熱ガスタービン装置であって、負圧まで膨張することで膨張比が圧縮機の圧縮比よりも大きく取られ、前記排熱回収ボイラーで回収された熱は、水蒸気の発生と給湯に利用されて熱バランスが取られる構成であることを特徴とする再熱ガスタービン装置を提供する。
【００１２】
前記再熱ガスタービン装置は、水噴霧による給気冷却を行う水噴射装置を設けることが好ましい。
【００１３】
前記再熱ガスタービン装置は、排熱回収ボイラーを出た排気ガスを圧縮して昇圧する排気圧縮機に中間冷却器を設けることが好ましい。
【００１４】
前記再熱ガスタービン装置は、低圧燃焼器を設け、該低圧燃焼器の設定圧力は任意に設定可能とし、低圧の燃料ガスを利用可能とする構成とすることが好ましい。
【００１５】
【発明の実施の形態】
本発明に係る負圧まで膨張する再熱ガスタービン装置の実施の形態を図面を参照して実施例に基づき説明する。
【００１６】
（実施例）
図１は、本発明の再熱ガスタービン装置の全体構成の概略を示したものであり、この再熱ガスタービン装置は、給気圧縮機１、熱再生器２、高圧燃焼器３、高圧タービン４、低圧燃焼器５、負圧タービン６、排熱回収ボイラー７、凝縮器８、排気圧縮機９、水噴射装置１０、水ポンプ１１、水ポンプ１２および発電機１３から構成され、電気と温水を供給し、更に水蒸気の供給も可能なガスタービンコジェネレーションシステムとして機能する装置である。
【００１７】
この再熱ガスタービン装置において、空気は給気圧縮機１で圧縮された後、排熱回収ボイラー７からの水蒸気が混入され、熱再生器２で負圧タービン６の排気ガスから熱を供給されて加熱され、高圧燃焼器３に供給され、燃料と反応して、高温高圧の燃焼ガスとなる。
【００１８】
高温高圧の燃焼ガスは高圧タービン４を駆動し、温度・圧力が低下して低圧燃焼器５に供給され、燃料と反応して再び高温となり、負圧タービン６を駆動し、温度が低下して負圧の排気ガスとなる。
【００１９】
負圧の排気ガスは、熱再生器２の熱源となり、熱再生器２で給気を予熱した後、排熱回収ボイラー７の熱源となり、水蒸気と温水（給湯用の温水）を発生するのに用いられる。排熱回収ボイラー７を出た排気ガスは凝縮器８内で水で冷却されて水分を凝縮させて分離した後、排気圧縮機９により圧縮されて正圧となり排気される。
【００２０】
排熱回収ボイラー７は機能として高温側熱交換器７ａと低温側熱交換器７ｂに分けることができ、低温側熱交換器７ｂに水ポンプ１１で水が供給され、排気ガスの排熱で温水となり、その一部が更に高温側熱交換器７ａで排気ガスの排熱で加熱されて水蒸気となる。この水蒸気の一部は、上述の給気圧縮機１で圧縮された給気に混入される。
【００２１】
凝縮器８内は負圧のため、給水にポンプは不要であるが、凝縮器８における凝縮後の水は水ポンプ１２により排水される。高圧タービン４と負圧タービン６の出力と給気圧縮機１と排気圧縮機９の動力の差は、発電機１１に伝えられて電気となる。
【００２２】
本発明に係る再熱ガスタービン装置では、給気圧縮機１へ給気する空気に水噴射装置１０で水噴霧を混入する構成を採用することで、給気圧縮機１の動力を削減し、システムの熱効率を向上することができる。
【００２３】
本発明に係る再熱ガスタービン装置の性能をシステム解析により評価した結果を図２及び図３に示す。この評価では、再熱ガスタービン装置の作動条件は、燃料はメタン、酸化剤は空気、圧力は大気圧、各圧縮機の断熱効率は７５％、各タービンの断熱効率は８２％、各燃焼器の圧力損失は３％、各熱交換器（熱再生器、排熱回収ボイラーの高温側、排熱回収ボイラーの低温側）の圧力損失は３％、発電機の機械効率は９５％、給気圧縮機の出口圧は０．３５ＭＰａ、低圧側タービン出口圧は０．０３８ＭＰａ、水ポンプ１１の出口圧は０．４ＭＰａ、凝縮器への水の供給質量流量は給気の７．５８倍とし、環境条件は、空気の湿度が６０％、大気温度１５℃、給水温度１５℃とした。
【００２４】
図２は熱交換器の温度効率を変化させたときの効率の変化を示し、図３は高圧タービン４の入口温度を変化させたときの効率の変化を示している。図２、３では、本発明に係る再熱ガスタービン装置と従来例のマイクロガスタービン（図６参照）を、同じ条件下で、性能を比較した。なお排熱回収ボイラー６でのピンチポイント温度差は１０℃以上とした。ここでいうピンチポイントは、熱交換器内での伝熱面を介して熱交換を行う高温流体と低温流体との温度差が最小接近温度となる点のことである。
【００２５】
図２によると、熱交換器の温度効率が高いほど、再熱ガスタービン装置の熱効率が高まり、熱出力も増大する。マイクロガスタービンに比べると熱効率が高いものの、温度効率上昇に対する熱効率向上の程度が小さい。さらに温度効率が９０％以上では、排熱回収ボイラーのピンチポイント温度差が小さくなって、これが制約条件となって、熱効率の伸びはさらに抑制される。
【００２６】
言い換えれば、本発明に係る再熱ガスタービン装置では、温度効率の低い熱交換器でも熱再生の効果が大きく得られており、温度効率が低いコンパクトな熱交換器でも使用できる。
【００２７】
図３は、高圧タービン４のセラミックス化等により、無冷却でも１６００Ｋ程度の高圧タービン入口温度が可能となった場合を想定して、高圧タービン入口温度の上昇に対する熱効率向上を調べた結果である。マイクロガスタービン（図６参照）に対して、温度上昇とともに熱効率の差は拡大し、１２７３Ｋで約７％高い熱効率を示し、１５７３Ｋでは１０％程度高い熱効率となる。
【００２８】
図４は負圧タービン６のタービン入口温度のみを変化させた場合の熱効率の変化を示す。高圧タービン４の入口温度は１５７３Ｋとする。負圧タービン４の入口温度が上昇すると熱効率が向上するが、高圧タービン６の入口温度とともに上昇した場合に比べると、変化が小さい。１２７７Ｋで再熱用の低圧燃焼器への燃料供給は０となるが、同じ圧力比のマイクロガスタービンと比較すると、熱効率が高く、負圧タービン４が熱効率を稼いでいることがわかる。
【００２９】
水蒸気噴射をやめると、図７に示すように、ミラーガスタービンに排熱回収ボイラー６と凝縮器８を加えたものに相当するが、その場合よりも本発明の再熱ガスタービン装置は熱効率が高く、水蒸気噴射による熱再生が熱効率向上に寄与していることがわかる。
【００３０】
図５は圧縮機への水噴霧供給による空気冷却の効果を示す。比較のため、図６に示すマイクロガスタービンでも同様の水噴霧供給を行ったものとして熱効率を示す。水供給に伴い、効率が上昇するが、その効果はマイクロガスタービンの方が、大きい。特に、本発明に係る再熱ガスタービン装置では水の噴霧の供給割合が１％を超えると、ピンチ温度差が小さくなり、熱効率向上の効果が低下する。
【００３１】
上述の解析では、マイクロガスタービンの部品を本発明に係る再熱ガスタービン装置にそのまま利用できるように、低圧燃焼器５の圧力を大気圧と設定しているが、この場合、図８のように切替弁１４を設けると、高圧タービン４の排気を直接排出し、低圧燃焼器５には空気や別プラントの排熱を含んだ空気を直接供給できるようになる。
【００３２】
この場合、熱再生等の条件を切り替えて、水蒸気噴射と熱再生器２による熱再生をやめると、高圧タービン４は再生無しのマイクロガスタービンとして成立する。また、低圧タービン６は排熱回収ボイラー７での熱回収を増やして水蒸気や高温水の発生量を多くすると、逆ブレイトンサイクルとして成立するので、どちらか一方での運転を行うことで再熱ガスタービン装置の出力を切り替えることができる。この場合、効率は低下するが、必要電力に応じた運転が可能となる。
【００３３】
なお、低圧燃焼器５の圧力は、大気圧に限らず、通常の再熱ガスタービンと同様に正圧に設定することは可能であり、また、負圧に設定することも可能である。このため、逆ブレイトンサイクルの特徴である排熱利用や消化ガスやバイオガスなどの低圧の燃料ガスの利用にも適した圧力に設定でき、ガスコンプレッサが不要となる。
【００３４】
ところで、タービンの規模が小型となると、タービン、圧縮機の断熱効率が低下するため、従来のミラーガスタービンは再生サイクルに比べて熱効率が低下してしまう。ミラーガスタービン（図９）においては、タービン、圧縮機の断熱効率が８５％の場合に３段の中間冷却を用いて、温度効率７５％の再生熱交換器を用いた再生サイクルと同レベルの熱効率になり、タービン、圧縮機の断熱効率が８０％の場合には、温度効率７５％の再生熱交換器を用いた再生サイクルよりミラーガスタービンの熱効率は低くなる（参考文献：Ｆｕｊｉｉ他、Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎ  ｏｆ  ｔｈｅ  ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ  ｆｏｒ  Ｇａｓ  Ｔｕｒｂｉｎｅｓ  ａｎｄ  Ｐｏｗｅｒ  Ｖｏｌ．１２３  ｐｐ．４８１−４８６、  ２００１）。
【００３５】
一方、本再熱ガスタービンは、図２〜５で示すように本再熱ガスタービン装置では、再生サイクルであるマイクロガスタービンよりも高い熱効率を示す。このため、特に、１００ｋＷ以下の小型のシステムにおいては、本再熱ガスタービン装置は熱効率がミラーガスタービンや再生サイクルよりも高い熱効率が得られる。
【００３６】
以上、本発明に係る再熱ガスタービンの実施の形態を実施例に基づいて説明したが、本発明はこのような実施例に限定されることなく、特許請求の範囲記載の技術的事項の範囲内でいろいろな実施の態様があることは言うまでもない。
【００３７】
【発明の効果】
以上の構成から成る本発明に係る再熱ガスタービン装置によれば、負圧まで膨張することで膨張比が圧縮機の圧縮比よりも大きく取られ、高い熱効率が得られる。特に、１００ｋＷ以下の小型のシステムにおいては、本発明に係る再熱ガスタービン装置は、熱効率が従来のミラーガスタービンや再生サイクルよりも高い熱効率が得られる。
【００３８】
本発明に係る再熱ガスタービン装置では、熱再生器及び凝縮器を設けて給気に高湿分空気を用いることができるようになるが、さらに水蒸気噴射の効果で本再熱ガスタービン装置は高い熱効率が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る概略図を説明する図である。
【図２】本発明に係る熱交換器の温度効率向上の効果を説明する図である。
【図３】本発明に係るタービン入口温度の影響を説明する図である。
【図４】本発明に係る負圧側タービン入口温度の影響を説明する図である。
【図５】本発明に係る水噴射の効果を説明する図である。
【図６】マイクロガスタービンを示す図である。
【図７】ミラーガスタービン（熱再生有り、凝縮器付）を示す図である。
【図８】切替弁設置によるサイクルの分割を説明する図である。
【図９】ミラーガスタービン（オリジナル、中間冷却有り）を示す図である。
【符号の説明】
１  給気圧縮機
２  熱再生器
３  高圧燃焼器
４  高圧タービン
５  低圧燃焼器
６  負圧タービン
７  排熱回収ボイラー
８  凝縮器
９  排気圧縮機
１０  水噴射装置
１１  水ポンプ
１２  水ポンプ
１３  発電機
１４  切替弁
１５  中間冷却器
１６  熱交換器
【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】
2005002845.tif 000008
【図７】
2005002845.tif 000009
【図８】
2005002845.tif 000010
【図９】
2005002845.tif 000011