(57)【要約】【課題】  簡単な構成で出力および熱交換を向上させることができる開放ガスタービン装置を提供する。【解決手段】  この開放ガスタービン装置は、吸気圧縮機１、燃焼器３およびタービン２を有するガスタービンＧＴと、前記タービン２で負圧にまで膨張した排気Ｇ２を冷却する冷却器５と、前記タービン２の動力により駆動されて前記冷却器５を経た排気Ｇ３を環境の圧力にまで昇圧して排出する排気圧縮機６とを備えている。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
吸気圧縮機、燃焼器およびタービンを有するガスタービンと、
前記タービンで負圧にまで膨張した排気を冷却する冷却器と、
前記タービンの動力により駆動されて前記冷却器を経た排気を環境の圧力にまで昇圧して排出する排気圧縮機とを備えた開放サイクルガスタービン装置。
【請求項２】
吸気圧縮機、燃焼器および主タービンを有するガスタービンと、
前記主タービンからの排気を負圧にまで膨張させて動力を取り出す膨張タービンと、
前記膨張タービンからの排気を冷却する冷却器と、
前記膨張タービンまたは主タービンの動力により駆動されて、前記冷却器を経た排気を環境の圧力にまで昇圧して排出する排気圧縮機とを備えた開放サイクルガスタービン装置。
【請求項３】
請求項１または２において、前記冷却器は排気に水を噴霧して冷却する水噴霧式冷却器である開放サイクルガスタービン装置。
【請求項４】
請求項３において、さらに、水噴霧式冷却器を経た排気を冷却する間接冷却器を備えた開放サイクルガスタービン装置。
【請求項５】
請求項４において、さらに、前記排気圧縮機の排気を熱源として蒸気を発生して前記燃焼器に供給する排熱ボイラを備え、前記間接冷却器を出た水が前記排熱ボイラに水源として供給されている開放サイクルガスタービン装置。
【請求項６】
請求項４において、前記間接冷却器を出た水が前記水噴霧式冷却器に冷媒として供給されている開放サイクルガスタービン装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、出口、入口ともに大気に開放された、開放サイクルガスタービン装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の開放サイクルガスタービン装置として、大気を吸気圧縮機で圧縮して燃料とともに燃焼器で燃焼させ、この燃焼ガスをタービンにより膨張させた後、タービンからの排気を、水噴霧型の冷却器により冷却して、排気中の水分を回収したのち、大気中に排出するようにしたものがある（特許文献１参照）。
【特許文献１】特開２００１―１１５８５６号公報（図１および全文）  このガスタービン装置によれば、タービンの排気から水資源を回収することはできるが、ガスタービン出力の十分な向上は得られない。開放サイクル型のタービン装置では、圧縮機効率が一定のもとで圧力比を上げると熱効率は上昇するが、熱効率が最大となる圧力比では比出力（出力／空気流量）が小さくなる傾向にある。図１１は、縦軸に熱効率（LHV%）を、横軸に比出力（ｋＷ／(kg/s)）をとった一般的なガスタービン装置の特性を示すグラフである。この図のように、タービン入口温度であるTITが1100℃，1200℃および1300℃のいずれの場合でも、圧力比を１６から２４にまで高めても、熱効率が最大となる大きな圧力比２４では小さな圧力比１６の場合よりも比出力が小さくなってしまう。また、一般的な高圧力比圧縮機では、高圧段の翼高さが小さくなるために、設計の自由度が低くなり、翼の二次元的損失が同じでも、相対的に翼先端や翼根での損失が増えるために、段落効率も低下しがちとなる。
【発明の開示】
【課題を解決するための手段】
【０００３】
そこで、本発明は、上記課題を解決し、簡単な構成で出力を向上させることができる開放サイクルガスタービン装置を提供することを目的とする。
【０００４】
上記目的を達成するため、本発明にかかる開放サイクルガスタービン装置の第１の構成は、吸気圧縮機、燃焼器およびタービンを有するガスタービンと、前記タービンで負圧にまで膨張した排気を冷却する冷却器と、前記タービンの動力により駆動されて前記冷却器を経た排気を環境の圧力にまで昇圧して排出する排気圧縮機とを備えている。ここで、「負圧」とはガスタービン装置の設置環境の圧力よりも低い圧力をいう。
【０００５】
この構成によれば、吸気圧縮機で圧縮された空気が燃焼器において燃料とともに燃焼され、その燃焼ガスがタービンに送られ、このタービンで負圧にまで膨張する。これにより、タービンの背圧が低下した分だけ膨脹行程が増大して、タービンの出力が向上する。タービンからの排気は、冷却器で冷却されたのち、前記タービンで駆動される排気圧縮機により圧縮されて環境の圧力にまで昇圧される。このとき、排気圧縮機に流入する排気が冷却器によって低温化されているので、排気圧縮機の効率が高められて、圧縮動力が減少する。したがって、前記タービン出力の向上分が、冷却器での圧力損失および排気圧縮機での圧縮動力を上回ることになり、ガスタービン装置全体として出力が増大する。また、燃料は増加しないので、熱効率も向上する。
【０００６】
また、本発明にかかる開放サイクルガスタービン装置の第２の構成は、吸気圧縮機、燃焼器および主タービンを有するガスタービンと、前記主タービンからの排気を負圧にまで膨張させて動力を取り出す膨張タービンと、前記膨張タービンからの排気を冷却する冷却器と、前記膨張タービンまたは主タービンの動力により駆動されて、前記冷却器を経た排気を環境の圧力にまで昇圧して排出する排気圧縮機とを備えている。
【０００７】
この第２の構成では、主タービンに加えて、主タービンからの排気を負圧にまで膨脹させる膨脹タービンからも動力が取り出される。膨張タービンからの排気は、冷却器で冷却されたのち、排気圧縮機により圧縮されて環境の圧力にまで昇圧される。このとき、排気圧縮機に流入する排気が冷却器によって低温化されているので、排気圧縮機の効率が高められて、圧縮動力が減少する。したがって、前記膨張タービンの出力が、冷却器での圧力損失および排気圧縮機での圧縮動力を上回ることになり、ガスタービン装置全体として出力が増大する。また、燃料は増加しないので、熱効率も向上する。
【０００８】
本発明の実施形態では、前記冷却器として排気に水を噴霧して冷却する水噴霧式のものを用いている。この構成によれば、噴霧された水の蒸発潜熱によって排気を効果的に冷却できる。
【０００９】
本発明の他の実施形態では、前記水噴霧式冷却器を経た排気をさらに冷却する間接冷却器を備えている。ここで、間接冷却器とは、水管型、プレートフィン型のような、冷媒を直接冷却対象物に混入させないで、冷媒と冷却対象物との間の区画壁を通した熱交換により冷却を行うタイプの冷却器をいう。この構成によれば、間接冷却器により排気を前記水噴霧式冷却器での水の飽和温度以下にまで冷却させられるから、前記排気圧縮機の圧縮動力が低減されるので、ガスタービン装置全体の出力および熱効率がさらに向上する。特に、排気中の水分量が多いガスタービン、例えば水噴射型ガスタービン、蒸気噴射型ガスタービン、水素燃焼タービンなどでは、水噴霧によっても水の蒸発量が少ないために冷却能力が低くなるので、間接冷却器による冷却効果が大きくなる。
【００１０】
本発明のさらに他の実施形態では、さらに、前記排気圧縮機の排気を熱源として蒸気を発生して前記燃焼器に供給する排熱ボイラを備え、前記間接冷却器を出た水が前記排熱ボイラに水源として供給されている。このようにすれば、間接冷却器を出た水とガスタービン排熱の有効利用が可能となる。
【００１１】
本発明のさらに他の実施形態では、前記間接冷却器を出た水が前記水噴霧式冷却器に冷媒として供給されている。このようにすれば、やはり水の有効利用が可能となる。
【発明の効果】
【００１２】
以上のように、本発明の開放ガスタービン装置によれば、排気の冷却器と排気圧縮機とを追加する簡単な構成で、出力および熱効率を向上させることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
以下、本発明の好ましい実施形態について図面を参照しながら説明する。
【００１４】
図１は、本発明の第１実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置を示すブロック図である。この開放サイクルガスタービン装置は、吸気圧縮機１、これに回転軸４を介して連結されたタービン２、および燃焼器３を有するガスタービンＧＴと、前記タービン２で負圧にまで膨張した排気Ｇ１を冷却する冷却器５と、前記タービン２の動力により駆動されて前記冷却器５を経た排気Ｇ２を環境の圧力にまで昇圧して排出する排気圧縮機（吸引通風機）６と、排気塔７とを備えている。このガスタービン装置は一軸型であり、タービン２と吸気圧縮機１および排気圧縮機６は同一回転軸４に連結されている。この回転軸４にはさらに、減速機１２を介して、負荷の一例である発電機１３が連結されている。こうして、タービン２の発生動力によって、両圧縮機１，６および発電機１３が駆動される。ガスタービンＧＴを二軸型として、第１軸にタービン２と両圧縮機１，６とを連結し、第２軸にタービン２と発電機１３とを連結することもできる。
【００１５】
前記冷却器５としてノズル５１を備えた水噴霧式冷却器５を用い、その排水経路にはノズル５１から排気Ｇに対して噴霧された水を排出するためのポンプ５２を設けている。つまり、冷却器５の内部が負圧となるので、ポンプ５２により冷却器５内のドレンを外部に強制的に排出する。
【００１６】
前記吸気圧縮機１によって吸気（この例では空気）Ａが圧縮されて、その圧縮ガスが燃焼器２に送られて燃料Ｆとともに燃焼される。その高温高圧の燃焼ガスＧ１は前記タービン２に送られ、ここで設置環境の圧力よりも低い負圧にまで膨張され、これによりタービン２が駆動されて、発電機１３による発電が行われる。タービン２の背圧（出口圧力）が負圧であることから、常圧である一般のガスタービンに比べて、タービン２での膨脹行程（膨脹比）が増大してタービン２の出力が増大する。
【００１７】
タービン２で負圧にまで膨張した高温の排気Ｇ２は、水噴霧式冷却器５に送られて、そのノズル５１から水が噴霧されることにより、水の蒸発潜熱で排気Ｇ２が冷却される。冷却後の排気Ｇ３は排気圧縮機６により吸引されながら圧縮されて環境の圧力にまで昇圧されたのち、常圧の排気Ｇ４となって、排気塔７から外部の環境に排出される。このとき、排気圧縮機６に流入する排気Ｇ３が低温化されているので、排気圧縮機６の効率が向上して、圧縮動力が減少する。したがって、前述したタービン２の出力向上分が、冷却機５での圧力損失および排気圧縮機６での圧縮動力を上回ることになり、ガスタービン装置全体として出力が増大する。また、燃焼器３への供給燃料Ｆは増加しないので、熱効率も向上する。
【００１８】
図２は本発明の第２実施形態係る開放サイクルガスタービン装置を示すブロック図である。この実施形態では、前記第１実施形態において、水噴霧式冷却器５の下流側に水管９１を備えた間接冷却器９を追加している。水噴霧式冷却器５を通過した排気Ｇ３は、間接冷却器９の水管９１を通る水との熱交換によってさらに冷却され、この冷却された排気Ｇ５が前記排気圧縮機６により吸引されながら圧縮されて、その排気Ｇ４が排気塔７から外部に排出される。この実施形態では、水噴霧式冷却器５を出た排気Ｇ３を、間接冷却器９によって水噴霧式冷却器５での水の飽和温度以下にまで冷却させられる。したがって、排気圧縮機６の圧縮動力が低減されるので、ガスタービン装置全体の出力および熱効率がさらに向上する。特に、排気中の水分量が多いガスタービン、例えば水噴射型ガスタービン、蒸気噴射型ガスタービン、水素燃焼タービンなどでは、水噴霧によっても水の蒸発量が少ないために冷却能力が低くなるので、間接冷却器９による冷却効果が大きくなる。
【００１９】
図３は本発明の第３実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置を示すブロック図である。この開放サイクルガスタービン装置は、図１の第１実施形態において、ガスタービンＧＴを構成する主タービン２０の下流側に、膨張タービン８を追加している。図３の実施形態では、回転軸４に膨脹タービン８を連結することで、主タービン２０と同軸上に膨張タービン８を設けている。膨張タービン８は別の軸に設けてもよく、その場合は、膨張タービン８に別の発電機を連結してもよく、または別の減速機を介して一つの共通の発電機１３を駆動するようにしてもよい。
【００２０】
前記主タービン２０からの排気Ｇ２は膨張タービン８に送られて、ここで設置環境の圧力よりも低い負圧にまで膨張され、これにより膨張タービン８が駆動されて、これら両タービン２，８の発生動力で両圧縮機１，６および発電機１３が駆動される。また、前記膨張タービン８からの排気Ｇ７は、第１実施形態の場合と同様に、水噴霧式冷却器５に送られて、そのノズル５１から水が噴霧されて冷却される。こうして低温化された排気Ｇ８が排気圧縮機６により圧縮されて常圧にまで昇圧され、排気塔７から外部に排出される。このように、膨張タービン８からの排気Ｇ７を冷却することにより、排気圧縮機６の圧縮動力が減少する結果、ガスタービン装置全体の出力および熱効率が向上する。
【００２１】
図４は第４実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置を示すブロック図である。この実施形態では、前記第３実施形態において、図２の場合と同様に、前記水噴霧式冷却器５の下流側に水管９１を備えた間接冷却器９を追加してしている。主タービン２０の後段の膨張タービン８から送られて水噴霧式冷却器５を通過した排気Ｇ１０は、間接冷却器９の水管９１を通る水との熱交換によってさらに冷却され、この冷却された排気Ｇ１０が排気圧縮機６により吸引されながら圧縮されて、その排気Ｇ１４が排気塔７から外部に排出される。間接冷却器９による効果は図２の第２実施形態の場合と同一である。
【００２２】
また、図４の実施形態においては、前記間接冷却器９を出た水を水噴霧式冷却器５に冷却媒体として供給し、水の有効利用を図るようにしている。このとき、間接冷却器９の内部に発生するドレンは、水噴霧式冷却器５に設けたポンプ５２を利用して外部に排出する。
【００２３】
次に、図４の実施形態にかかるガスタービン装置による排気の状態変化を具体的な数値を挙げて説明する。下記に示す数値の単位は、Ｐ（圧力）がＭPa、Ｔ（温度）が℃、Ｇ（流量）がkg／ｓである。
【００２４】
吸気Ａ(0.101Ｐ、15Ｔ、9 、85Ｇ）は吸気圧縮機１に吸入されて圧縮され、その圧縮ガスが燃焼器３に送られて15Ｔ、0.167 Ｇの燃料Ｆとともに燃焼される。この後、燃焼ガスＧ１が、主タービン２０を通り、その排気Ｇ２が順次、膨張タービン８、水噴霧式冷却器５および間接冷却器９を通過し、排気圧縮機６を経て外部に排出される。このとき、前記主タービン２０で膨張した排気Ｇ２は 0.101Ｐ、 521.0Ｔ、10.0Ｇ、前記膨張タービン８によりさらに膨張した排気Ｇ７は0.0545Ｐ、 425.0Ｔ、10.0Ｇ、水噴霧冷却器５において0.2P、15T 、2.0 Ｇの水を噴霧することにより冷却された排気Ｇ１０は0.0530Ｐ、50.8Ｔ、11.6Ｇ、温度効率３０％の間接冷却器９によりさらに冷却された排気Ｇ１１は0.0515Ｐ、40.1Ｔ、11.6Ｇとなる。
【００２５】
図５は、本発明の第５実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置を示すブロック図である。この実施形態では、前記排気圧縮機６の下流側に排熱ボイラ１０を追加して配置し、このボイラ１０で得られる蒸気Ｓを前記燃焼器３に噴射するようにしている。この構成では、前記排気圧縮機６からの排気Ｇ４が前記排熱ボイラ１０を通過して排気塔７から外部に排出される。このとき、前記排熱ボイラ１０においては、前記排気圧縮機６からの排気Ｇ４と前記間接冷却器９を出た水とが熱交換されて蒸気Ｓが発生し、この蒸気Ｓが前記燃焼器２に供給される。これにより、燃焼器３からの燃焼ガスＧ１の流量が増大することと、燃焼ガスＧ１の温度が低下する分だけ燃料Ｆの供給量を増大できることから、ガスタービンＧＴの出力および熱効率が向上する。このように、前記間接冷却器９において排気Ｇ８の冷却を終えた水と前記排気圧縮機６から排出される排気Ｇ４との熱交換により、燃焼器２に送られる蒸気Ｓを発生させることにより、水と排熱が有効利用される。
【００２６】
次に、図５の実施形態にかかるガスタービン装置による排気の状態変化を具体的な数値を挙げて説明する。下記に示す数値の単位は、前記のものと同様である。吸気Ａ(0.101Ｐ、15Ｔ、9．83Ｇ）は吸気圧縮機１に吸入されて圧縮され、その圧縮ガスが燃焼器３に送られて、0.5 Ｔ、0.167 Ｇの燃料Ｆとともに燃焼される。さらに、その燃焼ガスに1.55Ｐ、 200Ｔ、 1.0Ｇの蒸気Ｓが供給される。この後、燃焼ガスＧ１が主タービン２０を通り、その排気Ｇ２が順次、膨張タービン８、水噴霧式冷却器５および間接冷却器９を通過し、排気圧縮機６を経て排気塔７から外部に排出される。このとき、前記主タービン２０で膨張した排気Ｇ２は 0.101Ｐ、 478Ｔ、11.0Ｇ、前記膨脹タービン８によりさらに膨張された排気Ｇ７は0.0579Ｐ、 396Ｔ、11.0Ｇ、水噴霧冷却器５において 0.2Ｐ、15Ｔ、 2.0Ｇの水を噴霧することにより冷却された排気Ｇ８は0.0564Ｐ、59.9Ｔ、12.7Ｇ、間接冷却器９によりさらに冷却された排気Ｇ１０は0.0549Ｐ、45.7Ｔ、12.7Ｇとなる。
【００２７】
表１は、蒸気を噴射しない非噴射型のガスタービン装置Ａと蒸気噴射型のガスタービン装置Ｂとの性能を比較して示している。
【００２８】
【表１】
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上記表１から明らかなように、蒸気噴射型のガスタービン装置Ｂは、非蒸気噴射型のガスタービン装置Ａに対し、発電出力および発電効率ともに優れている。また、前記蒸気噴射型のガスタービン装置Ｂでは、非蒸気噴射型のガスタービン装置Ａの排気流量(10.0kg／ｓ)に対し、蒸気(１kg／ｓ)を注入することにより排気流量(11.0kg／ｓ)が上昇し、これに伴い排気組成中のＨ2Ｏの量も6.1から19.3に上昇している。この水分の多い排気を冷却するには、水噴霧式による蒸発潜熱を利用した冷却だけでは不十分な場合がある。このため、図５のように、水噴霧式冷却器５で冷却された排気Ｇ８を間接冷却器９でさらに冷却することにより、前述のとおり、排気圧縮機６による排気圧縮動力が低減され、その結果、ガスタービン装置全体の出力および熱効率である、発電出力および発電効率がともに高められる。また、間接冷却器９を設けることにより、排気中の水分が多い場合にも排気を効果的に冷却できるので、上記した蒸気噴射型ガスタービン装置以外にも、排気中の水分量が多い、例えば水噴射型ガスタービン装置や水素燃焼タービン装置などに利用して、有効に出力および効率を向上させることができる。
【００２９】
図６，図７は、縦軸に動力（ｋＷ）を、横軸に水噴霧量（kg/s）をとった、非蒸気噴射型のガスタービン装置（図４）と蒸気噴射型のガスタービン装置（図５）との膨張タービン出力および排気圧縮機動力の水噴霧量による変化を示すグラフである。これらの図から明らかなように、いずれのタイプのガスタービン装置においても、排気に水を噴霧することによって、図中の点線で示す膨張タービンからの出力と、実線で示す排気圧縮機の動力との間には差が発生するので、排気圧縮機を追加して設けるにもかかわらず、膨張タービンから排気圧縮機動力以上の出力が得られることが理解できる。特に、図６のように非蒸気噴射型のガスタービン装置では、膨張タービンからの出力と排気圧縮機の動力との間には大きな差が発生するので、膨張タービンから大きな出力が得られる。
【００３０】
図８，図９は、縦軸に動力（ｋＷ）を、横軸に水噴霧量（kg／ｓ）をとった、非蒸気噴射型のガスタービン装置（図４）と蒸気噴射型のガスタービン装置（図５）において水噴霧式冷却器と間接冷却器を併設した場合の膨張タービン出力および排気圧縮機動力の水噴霧量による動力の変化を示すグラフである。これらの図から明らかなように、いずれのタイプのガスタービン装置においても、前記２つの冷却器で排気を冷却することにより、図中の点線で示す膨張タービンからの出力と、実線で示す排気圧縮機の動力との間には大きな差が発生するので、排気圧縮機を追加して設けるにもかかわらず膨張タービンから大きな出力が得られることが理解できる。特に、図９のように蒸気噴射型のガスタービン装置では、膨張タービンからの出力と排気圧縮機の動力との間に大きな差が発生するので、膨張タービンからより大きな出力が得られる。
【００３１】
図１０は水噴霧を利用したボイラを示している。この図では、押込送風機１１から供給された空気Ａをボイラ本体１２の内部で加熱し、その排気Ａ１を吸引送通風器１３が設けられた排風路１４を経て外部に排出する。前記吸引送通風器１３の上流側にノズル５１を備えた水噴霧式冷却器５が配置されている。この構成によれば、排風路１４を通る排気Ａ１にノズル５１から水を噴射して冷却することにより、前記吸引送通風器１３の動力が低減される。図中、１５はボイラ本体１２の出口側と入口側に設けられて、排気Ａ１と空気Ａとの間で熱交換を行うことにより空気Ａを予熱する空気予熱器である。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】本発明の第１実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置の概略系統図である。
【図２】本発明の第２実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置の概略系統図である。
【図３】本発明の第３実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置の概略系統図である。
【図４】本発明の第４実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置の概略系統図である。
【図５】本発明の第５実施形態に係る開放サイクルガスタービン装置の概略系統図である。
【図６】非蒸気噴射型ガスタービン装置の膨張タービン出力および排気圧縮機動力の水噴霧量による変化を示す線図である。
【図７】蒸気噴射型ガスタービン装置の膨張タービン出力および排気圧縮機動力の水噴霧量による変化を示す線図である。
【図８】非蒸気噴射型ガスタービン装置において水噴霧式冷却器と間接冷却器を併設した場合の膨張タービン出力および排気圧縮機動力の水噴霧量による変化を示す線図である。
【図９】蒸気噴射型ガスタービン装置において水噴霧式冷却器と間接冷却器を併設した場合の膨張タービン出力および排気圧縮機動力の水噴霧量による変化を示す線図である。
【図１０】本発明の参考例であるボイラを示すブロック図である。
【図１１】一般的なガスタービン装置の比出力と熱効率の関係を示す線図である。
【符号の説明】
【００３３】
１  吸気圧縮機
２  タービン、主タービン
３  燃焼器
５  冷却器(水噴霧式)
６  排気圧縮機
８  膨張タービン
９  間接冷却器
９１  水管
１０  排熱ボイラ
２０  主タービン
Ｇ２，Ｇ３，Ｇ５，Ｇ７，Ｇ８，Ｇ１０  排気
ＧＴ  ガスタービン
【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】
2005054622.tif 000011
【図９】
2005054622.tif 000012
【図１０】
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【図１１】
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