(57)【要約】【課題】出力向上と熱効率向上を簡単な設備で両立できるコンバインドプラント及びその運転方法、制御方法を提供する。【解決手段】圧縮機１と、圧縮機１からの圧縮空気と燃料とを混合燃焼する燃焼器２と、燃焼器２からの燃焼ガスにより回転駆動するタービン３と、タービン３を回転駆動させた燃焼ガスの熱で水を蒸発させて蒸気を生成する排熱回収ボイラ４と、排熱回収ボイラ４で蒸発した蒸気により回転駆動する蒸気タービン５と、蒸気タービン５を回転駆動させた蒸気を回収して凝縮する復水器１１と、を備えたコンバインドサイクルプラント００において、圧縮機１の吸気を冷却するために、冷却水を循環させるポンプ１０と、この冷却水と圧縮機吸気とを熱交換させる熱交換器と、この熱交換器から供給される冷却水を蒸気と水に分離する気液分離器９を有する吸気冷却装置１０１を備え、気液分離器９で分離された蒸気を蒸気タービン５に供給する系統を備える。【選択図】図１
2007270700.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機と、前記圧縮機からの圧縮空気と燃料とを混合燃焼する燃焼器と、該燃焼器からの燃焼ガスにより回転駆動するタービンと、該タービンを回転駆動させた燃焼ガスの熱で水を蒸発させて蒸気を生成する排熱回収ボイラと、該排熱回収ボイラで蒸発した蒸気により回転駆動する蒸気タービンと、前記蒸気タービンを回転駆動させた蒸気を回収して凝縮する復水器と、を備えたコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記圧縮機の吸気を冷却するために、冷却水を循環させるポンプと、前記冷却水と前記圧縮機吸気とを熱交換させる熱交換器と、該熱交換器から供給される冷却水を蒸気と水に分離する気液分離器を有する吸気冷却装置を備え、前記気液分離器で分離された蒸気を前記蒸気タービンに供給する系統を備え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】
請求項１に記載のコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記気液分離器で分離された蒸気の圧力が、前記蒸気タービンの後段側の圧力よりも高くなるように構成されてい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３】
請求項１に記載のコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記気液分離器で分離された前記蒸気を前記蒸気タービンに供給する系統に、前記気液分離器で分離された蒸気を昇圧する蒸気圧縮機を設けた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４】
請求項１に記載のコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記吸気冷却装置に供給する水の温度を調節可能な調節手段を設け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５】
請求項１に記載のコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記復水器で凝縮された水を、前記気液分離器に供給する系統を備え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６】
請求項１に記載のコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記気液分離器で分離された蒸気を前記蒸気タービンに供給する系統は、前記気液分離器で分離された蒸気を、前記蒸気タービンの側壁付近から静翼の側壁側へ向かって噴射するように構成されてい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７】
圧縮機と、前記圧縮機からの圧縮空気と燃料とを混合燃焼する燃焼器と、該燃焼器からの燃焼ガスにより回転駆動するタービンと、該タービンを回転駆動させた燃焼ガスの熱で水を蒸発させて蒸気を生成する排熱回収ボイラと、該排熱回収ボイラで蒸発した蒸気により回転駆動する蒸気タービンと、前記蒸気タービンを回転駆動させた蒸気を回収して凝縮する復水器と、を備えたコンバインドサイクルプラントにおいて、
前記圧縮機の吸気を冷却するために、冷却水を循環させるポンプと、前記冷却水と前記圧縮機吸気とを熱交換させる熱交換器と、該熱交換器から供給される冷却水を蒸気と水に分離する気液分離器を有する吸気冷却装置を備え、前記気液分離器で分離された蒸気を前記タービンの高温部に供給する系統を備え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８】
圧縮機と、前記圧縮機からの圧縮空気と燃料とを混合燃焼する燃焼器と、該燃焼器からの燃焼ガスにより回転駆動するタービンと、該タービンを回転駆動させた燃焼ガスの熱で水を蒸発させて蒸気を生成する排熱回収ボイラと、該排熱回収ボイラで蒸発した蒸気により回転駆動する蒸気タービンと、前記蒸気タービンを回転駆動させた蒸気を回収して凝縮する復水器と、を備えたコンバインドサイクルプラントの運用方法において、
前記圧縮機の吸気を冷却する冷却水を循環させ、前記冷却水と前記圧縮機吸気とを熱交換させ、熱交換後の冷却水を蒸気と水に分離し、分離された蒸気を前記蒸気タービンに供給することを特徴とするコンバインドサイクルプラントの運用方法。
【請求項９】
圧縮機と、前記圧縮機からの圧縮空気と燃料とを混合燃焼する燃焼器と、該燃焼器からの燃焼ガスにより回転駆動するタービンと、該タービンを回転駆動させた燃焼ガスの熱で水を蒸発させて蒸気を生成する排熱回収ボイラと、該排熱回収ボイラで蒸発した蒸気により回転駆動する蒸気タービンと、前記蒸気タービンを回転駆動させた蒸気を回収して凝縮する復水器と、を備えたコンバインドサイクルプラントの制御方法において、
前記圧縮機の吸気を冷却する冷却水を循環させ、前記冷却水と前記圧縮機吸気とを熱交換させ、熱交換後の冷却水を気液分離器によって蒸気と水に分離し、前記気液分離器に圧縮機の吸気を冷却する系統外からの水を供給し、前記気液分離器で分離された蒸気を前記蒸気タービンに供給する際に、前記気液分離器で分離された蒸気量に基づいて前記気液分離器へ供給される前記系統外からの水の温度を調節することを特徴とするコンバインドサイクルプラントの制御方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ガスタービンの圧縮機へ流入する吸入空気を冷却するための吸気冷却装置を備えた、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及びその運転方法，制御方法に係わる。
【背景技術】
【０００２】
コンバインドサイクルプラントは、例えば特開平１１−２８７１３２号公報には、圧縮機入口に供給される吸気に液滴を噴霧し、圧縮機に入る吸気の温度を低下させ、その液滴を圧縮機内で気化させることでガスタービンの出力を向上させる技術が開示されている。また、例えば特開平６−２６６７４号公報には、圧縮機の吸気ダクト内に蒸発伝熱管を設け、蒸発潜熱で空気を冷却するとともに、蒸発した蒸気を気液分離ドラムから凝縮器へ導入し、凝縮した水を再び気液分離ドラムへ戻す圧縮機の吸気冷却装置が開示されている。
【０００３】
【特許文献１】特開平１１−２８７１３２号公報
【特許文献２】特開平６−２６６７４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
特許文献１に開示された、コンバインドサイクルプラントのガスタービン圧縮機の吸気に水噴霧を用いる方法では、空気の冷却を水の蒸発潜熱によっており、噴霧した水を圧縮機内で完全に蒸発させる必要があるため、吸気温度の減温度幅が小さく十分な冷却効果が得られない。そして、圧縮機の吸気部で水噴霧を増加することで、液滴が完全に蒸発されずに、液滴が圧縮機内に導入される場合がある。液滴が圧縮機内に導入されると、圧縮機の翼に液滴が衝突して、エロージョンを引き起こす恐れがある。さらに、圧縮機へ液滴が導入されると、圧縮機で吸気される空気内にダストがある場合は液滴によってダストが翼に付着しやすくなり、翼に付着した汚れによって、圧縮機の性能低下を引き起こす可能性がある。
【０００５】
特許文献２に開示された吸気冷却装置では、蒸発伝熱管で圧縮機吸気空気から熱を奪い水から相変化した水蒸気は、気液分離器から凝縮器へ導入され、凝縮器で凝縮され水へ戻される。この吸気冷却装置は凝縮器を含むため、装置が大型化する。また、圧縮機吸気空気から奪った熱である蒸発潜熱を凝縮器で奪っているため、熱効率の点では不利である。
【０００６】
本発明の目的は、出力向上と熱効率向上を簡単な設備で両立できるコンバインドプラント及びその運転方法、制御方法を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上記目的を達成するために、本発明は、圧縮機と、前記圧縮機からの圧縮空気と燃料とを混合燃焼する燃焼器と、該燃焼器からの燃焼ガスにより回転駆動するタービンと、該タービンを回転駆動させた燃焼ガスの熱で水を蒸発させて蒸気を生成する排熱回収ボイラと、該排熱回収ボイラで蒸発した蒸気により回転駆動する蒸気タービンと、前記蒸気タービンを回転駆動させた蒸気を回収して凝縮する復水器と、を備えたコンバインドサイクルプラントにおいて、前記圧縮機の吸気を冷却するために、冷却水を循環させるポンプと、前記冷却水と前記圧縮機吸気とを熱交換させる熱交換器と、該熱交換器から供給される冷却水を蒸気と水に分離する気液分離器を有する吸気冷却装置を備え、前記気液分離器で分離された蒸気を前記蒸気タービンに供給する系統を備える。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によると、発電出力と効率に優れたコンバインドサイクルプラントを提供できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
火力発電プラントにおけるガスタービンは、空気（大気）を吸入して圧縮する圧縮機、圧縮機で圧縮された空気と燃料とを混合燃焼させ、高温高圧の燃焼ガスを生成する燃焼器、燃焼器で生成された高温高圧燃焼ガスにより回転動力を得るタービンから構成される。火力発電プラントには、熱効率を向上させるために、ガスタービンの排ガスのエネルギーを排熱回収ボイラで回収し、排熱回収ボイラで発生した蒸気を蒸気タービンの駆動に利用した、ガスタービンと蒸気タービンを組み合わせた複合サイクルとしてコンバインドサイクルプラントがある。
【００１０】
ガスタービンにおいて一般的に用いられる体積流量一定の定回転数の圧縮機では、夏場など吸気温度が高くなった場合、空気密度が小さくなり吸入空気の質量流量が低減するため、これに合わせて燃焼器での燃料流量も低減せざるをえない。つまり圧縮機の吸気温度が高ければガスタービンの出力は低下する。
【００１１】
本発明の実施形態では、圧縮機の吸気冷却装置に、蒸発伝熱管と気液分離機及び循環ポンプを備えている。そして水を冷却媒体とする吸気冷却装置を用い、さらに、吸気冷却装置で発生した蒸気を蒸気タービンの動力として利用した。これにより、ガスタービン，蒸気タービンの出力増加を図りつつ、吸気冷却装置のシンプル化，コンパクト化を実現した。本発明の実施形態ではまた、蒸発伝熱管を通じて圧縮機吸気空気から熱を奪い水から相変化した水蒸気を、凝縮器で蒸発潜熱を奪って水に戻すのではなく、その蒸発潜熱の熱エネルギーを蒸気タービンで有効利用する。この構成により、コンバインドプラントの出力増加と熱効率向上を両立することができる。
【００１２】
図２を用い、コンバインドサイクルプラントを説明する。図２は、コンバインドサイクルプラント００の系統図を示す。ガスタービン０は、大気から取り入れた空気５１を圧縮し圧縮空気５２を生成する圧縮機１と、この圧縮機１からの圧縮空気５２と燃料５３とを混合燃焼させ、高温高圧の燃焼ガス５４を生成する燃焼器２と、この燃焼器２からの燃焼ガス５４によって軸動力を得るタービン３とを備えており、タービン３を駆動した燃焼ガス５４は、タービン３から排気ガス５５として排出される。
【００１３】
このようなガスタービン０の単体の効率は３０％余りであり、排気ガス５５の温度は
５００〜６００℃程度である。この排気ガス５５のエネルギーを排熱回収ボイラ４で回収し、このエネルギーで水を蒸気に相変化させ、発生した蒸気で蒸気タービン５を駆動させ発電機６で電気エネルギーに変換するといった、ガスタービン０と蒸気タービン５を組み合わせたコンバインドサイクルプラント００により、プラント全体として効率を向上させることができる。なお、燃焼器２で用いる燃料５３には、天然ガスの他、天然ガスを主成分とする都市ガス、或いは灯油や軽油，Ａ重油などを用いてもよい。
【００１４】
このように構成されたコンバインドサイクルプラント００においても、夏場など、圧縮機の吸気温度が高い場合には空気の密度は小さく、圧縮機吸入空気の質量流量が低減する。このため、燃焼器での燃料流量も低減せざるをえず、ガスタービン０の出力、ひいてはコンバインドサイクルプラント００の出力が低下する。そこで、夏場におけるガスタービンの出力増加のために、圧縮機１の吸入空気を冷却する吸気冷却装置が要求される。
【００１５】
（比較例）
図３は、圧縮機の吸気冷却装置１０２に冷凍機を用いたガスタービンシステムを示す。
【００１６】
圧縮機１の入口の吸気ダクト７内に設置された対向流熱交換器１８には水が供給される。熱交換器１８では水が圧縮機の吸気空気５１から熱を奪って蒸発し、圧縮機吸気空気５１を冷却する。そして、発生する飽和蒸気はモータ１５によって駆動される圧縮機１４で断熱圧縮され、その結果、温度が上昇して吸気冷却装置１０２の外部環境より高温の加熱蒸気となる。この蒸気は、凝縮器１９において、凝縮器１９に供給される冷媒を介して外部環境に熱を放出し、それによって蒸気自身は冷却され凝縮し飽和液となる。この飽和液は膨張弁１６を通過することで圧力が低下し、液の飽和温度も低下して再び熱交換器１８に戻り、循環する。
【００１７】
なお、冷凍機に用いられる冷媒の温度範囲は、一般的に大気温度以下であるため、凝縮器１９の冷媒としてはフレオン系のものやアンモニアなどを用いる。
【００１８】
このような、冷凍機を用いた吸気冷却装置１０２は、圧縮機１４，凝縮器１９，膨張弁１６、そして凝縮器１９で飽和蒸気を凝縮させるための冷媒供給系統が必要となるため、吸気冷却装置１０２が大型となりコストも高くなる。また、圧縮機の吸気空気５１から熱を奪って蒸発した蒸気の蒸発潜熱は、凝縮器１９を介して外部環境へ放出されるため、エネルギーの有効利用がなされない。
【００１９】
（実施例１）
図１を用い、本発明の実施例を詳細に説明する。図１は、本発明の一実施例であるコンバインドサイクルプラントを示す。本実施例のコンバインドサイクルプラントは、図２で示したコンバインドサイクルプラントに、吸気冷却装置１０１と、蒸気圧縮機３１を加えたものである。
【００２０】
本実施例の吸気冷却装置１０１は、ガスタービン圧縮機１の吸気ダクト７内の熱交換器である蒸発伝熱管８，気液分離器９および循環ポンプ１０から構成される。冷却媒体として水を用いる。吸気ダクト７内に設けられた蒸発伝熱管８は圧縮機吸気空気５１の流れと対向させて設置される。循環ポンプ１０によって供給される循環水６３は、真空に近い蒸発伝熱管８内で吸気空気５１から熱を奪って蒸発し、気液分離器９へ導入される。気液分離器９で循環水６３は飽和蒸気６４と水６３に分離され、分離された水６３は、循環ポンプ１０により蒸気伝熱管８に導入され、吸気空気５１の冷却に使用される。ここで、循環ポンプ１０は、蒸発伝熱管８での圧損を考慮して、多少高めの圧力で循環水を供給する。
【００２１】
一方、気液分離器９で発生した飽和蒸気６４は、蒸発潜熱を保持したまま配管２１を介して蒸気圧縮機３１へ供給される。蒸気圧縮機３１で昇圧された飽和蒸気６４は、コンバインドサイクルプラント００を構成する蒸気タービン５へ配管２２を介して送られる。蒸気タービン５へ送られた飽和蒸気６４は、排熱回収ボイラ４で生成された、蒸気タービン５内を流れる蒸気と混合し、蒸気タービンの膨張に利用され、最終的に復水器１１で水となる。
【００２２】
上記吸気冷却系統において、気液分離器９には、常温水を外部から供給可能な外部供給系統６１と、復水器１１には、復水器１１で飽和蒸気の蒸発潜熱を奪った後、外部へ排水可能な外部排水系統６２が配設されている。これにより、気液分離器９で蒸発し、蒸気圧縮機３１を介して蒸気タービン５に送られた飽和蒸気は、復水器１１で蒸発潜熱を奪われ、外部排水系統から排水される。この排水された分の水は、気液分離器９に設置された外部供給系統６１から供給され、システムの流量バランスが保持されている。
【００２３】
このような吸気冷却装置１０１を用いることで、夏場のガスタービンの出力を増加させることが可能となり、また、吸気冷却によって得られた蒸発潜熱を保持した飽和蒸気を蒸気タービン５で有効利用することで、コンバインドサイクルの発電出力増加と効率向上が達成される。本実施例における吸気冷却装置１０１は、蒸発伝熱管８，気液分離器９，循環ポンプ１０から構成されており、従来の冷凍機などの凝縮器１９，圧縮機１４および駆動モータ１５，膨張弁１６といった装置が不要となるため、吸気冷却装置１０１のコンパクト化と低コスト化を達成することができる。また、水の蒸発潜熱を利用した熱交換器であるため、水の顕熱を利用した熱交換器に比べて伝熱面積を小さくすることができ、熱交換器自体のコンパクト化も可能である。そして、この蒸発伝熱管８内の循環媒体に液体である水を用いることで、気液二相による吸気冷却により、気体だけの熱交換に対して熱交換性能が向上するため、熱交換器をさらにコンパクトにすることができる。
【００２４】
また、蒸発伝熱管８を用いた吸気冷却のため、水噴霧で冷却する方式とは異なり、液滴が完全に蒸発されずに圧縮機内に導入されるために圧縮機の翼に液滴が衝突してエロージョンを引き起こす可能性や、圧縮機で吸気される空気内のダストが液滴によって翼に付着しやすくなることによる圧縮機の性能低下を引き起こす可能性がほとんどなく、信頼性を向上することができる。
【００２５】
例えば、大気温度が４０℃のとき、吸気冷却装置１０１での潤滑水の温度を１５℃に設定して吸気冷却すれば、圧縮機１の入口での空気温度を１５℃近くまで冷却することができる。そして、ほぼ真空に引かれた蒸発伝熱管８内で循環水は１５℃で沸騰しながら循環ポンプ１０により循環され、気液分離器９で飽和蒸気６４と水とに分離される。気液分離器９内の温度，圧力はほぼ一定に保たれている。この温度を越える高温の水が流入しても、その水の一部が蒸発し、蒸発潜熱の形で水の熱を奪うことにより気液分離器９内の温度は保たれる。
【００２６】
温度１５℃における飽和蒸気圧は１２.８ トールであり、蒸気タービンの低圧タービンにおける最終段の出口における真空度は、約３０〜３５トール程度である。したがって、圧力比が３.０ 程度より大きな蒸気圧縮機３１で昇圧することにより、飽和蒸気６４を蒸気タービン５に導入し、蒸気タービン５の出力をアップさせることができる。これにより、コンバインドサイクルプラントの発電出力の増加と効率向上を達成できる。
【００２７】
また、吸気冷却装置１０１は冷却媒体に水を用いているため、冷却媒体温度を最低０℃まで低下させることが可能である。そのため、より高い圧縮機吸気温度低減効果を得ることができる。ただし、冷却媒体温度を下げると飽和蒸気圧が低くなるため、蒸気タービン５へ供給される飽和蒸気６４を昇圧させるための圧縮機の圧力比を増加させる必要がある。
【００２８】
なお、気液分離器９から発生した飽和蒸気６４を昇圧する蒸気圧縮機３１は、ターボ圧縮機だけでなく、レシプロ圧縮機でもよい。
【００２９】
図４を用い、本実施例の吸気冷却装置の制御例を示す。気液分離器９に供給される水
６０は水供給装置５００から供給され、その供給路間には供給水の温度をコントロールできる温度調節装置５０２が設置されている。配管２１の途中には、気液分離器９から蒸発した飽和蒸気６４の蒸気流量を計測できる計測装置５０３が設置されている。また、この計測装置５０３により得られた蒸気流量から供給水の温度をコントロールする制御装置
５０１を備える。
【００３０】
吸気冷却装置１０１の気液分離器９で分離される飽和蒸気６４の量は、ガスタービン圧縮機１の吸気ダクト７に流入する大気の温度変化により変動する。例えば、吸気ダクト７に流入する大気が想定する大気温度より高温になると飽和蒸気６４の量は増え、想定する大気温度より低温になると、蒸気量は減る。この蒸気量の変動は、蒸気タービン５，蒸気圧縮機３１の双方にとって好ましくない。
【００３１】
飽和蒸気６４の量の変動が蒸気タービン５に与える影響は以下の通りである。蒸気タービン５は、蒸気量が増えると出力増加に繋がるが、蒸気タービン５内でタービン翼へ噴射する蒸気噴射量が増加し、蒸気タービンの主流の流れを必要以上に乱して翼の損失を増加させる恐れがある。また、蒸気を供給する配管２０は、想定された蒸気量に対して信頼性を確保できるように設計されているため、蒸気流量が増えることで配管の信頼性を低下させる可能性がある。一方、蒸気量が減ると、得られる出力が想定量に満たない可能性がある。
【００３２】
次に、飽和蒸気６４の量の変動が蒸気圧縮機３１に与える影響について述べる。図５は蒸気圧縮機３１の蒸気流量に対する圧力比を示す。図６は、蒸気圧縮機３１の圧力比に対する効率を示す。気液分離器９で発生する飽和蒸気６４の量が増加すると蒸気圧縮機３１へ流入する蒸気量が増加するため、蒸気圧縮機３１の効率が低下し、システム全体としても効率が低下する。蒸気量が減少すると、蒸気圧縮機３１へ流入する蒸気量は減少し、蒸気圧縮機３１の圧力比は増加し、効率は低下する。圧力比が増加すると圧縮機のサージマージンは減少し、圧縮機の信頼性の低下につながる。
【００３３】
サージマージンとは、サージング現象が発生する圧力比と実際の運転点の圧力比との間の余裕を意味する。サージング現象とは、回転機械が強い音響を伴う圧力と流れの激しい脈動と機械の振動を引き起こして運転が不安定になる現象のことである。サージング現象は、圧縮機の圧力比を上昇していくと、ある圧力比において突然発生する。そのため、圧縮機はサージング現象の発生による信頼性の低下を抑制するために、充分な量のサージマージンをとって設計されている。
【００３４】
従って、蒸気タービン５の出力と信頼性や、蒸気圧縮機３１の効率と信頼性を考慮すると、本実施例のガスタービンプラントを運転する際には、気液分離器９から蒸発する飽和蒸気６４の蒸気量の変動を抑えるように制御することが望ましい。
【００３５】
この制御は制御装置５０１によりなされる。制御装置５０１は、蒸気流量計測装置503からの蒸気量情報から供給水６０の所望の温度を判断し、供給水６０が所望の温度となるように温度調節装置５０２を制御する。供給水６０の所望の温度とは、気液分離器９における蒸気６４の発生量が本実施例のコンバインドサイクルプラントにおける設計値となる温度を意味する。このように、大気温度が高くなった場合は供給水６０の温度を低下させるように制御することで飽和蒸気６４の量の増加を抑制し、大気温度が低くなった場合には供給水６０の温度を上昇させるように制御することで蒸気量の減少を抑制する。本実施例のコンバインドサイクルプラントは、このようにしてシステムの出力増大と高信頼性を達成している。
【００３６】
（実施例２）
図７を用い、本発明の別の実施例を説明する。本実施例は、復水器１１から排熱回収ボイラ４へ戻る経路とは別経路である冷却水供給経路１３を形成し、冷却水供給ポンプ１２により吸気冷却装置１０１の気液分離器９に復水器１１からの水を供給できる系統を有していることを特徴とする。
【００３７】
このような構成にすることで、気液分離器９で蒸発し、蒸気圧縮機３１を介して蒸気タービン５に送られた飽和蒸気６４は、復水器１１で凝縮され、冷媒供給ポンプ１２により再び気液分離器９へ供給されるため、システムの流量バランスを保持することができ、水の少ない地域においても運用可能となる。
【００３８】
例えば、復水器１１の出口温度が３０℃程度で、気液分離器９の供給水温度を１５℃程度とした場合、通常は配管の放熱により１５℃程度まで温度を低減させることが理想であるが、配管の放熱だけで温度を十分に低減することが不可能なときは、冷却水供給経路
１３に冷却装置を設けてもよい。
【００３９】
（実施例３）
図８を用い、本発明の別の実施例を説明する。本実施例のコンバインドサイクルプラントは、実施例１のコンバインドサイクルプラントに、蒸気圧縮機３１を設けていないプラントである。
【００４０】
復水器１１における蒸気の凝縮には海水が利用されることが多い。そのため、蒸気タービン５を構成する低圧タービンの最終段における温度，真空度は、例えば利用可能な海水の温度に影響され、温度は３０〜３３℃程度、真空度は約３０〜３５トール程度に設定される。寒冷地などでは、温度は２５℃程度で、排気真空度は約２５トール程度に設定される。
【００４１】
蒸気タービン５は、排気真空度を上げれば性能が向上する。そのためには、復水器１１の冷却媒体の温度を下げる、または復水器１１の性能を向上させることが有効である。蒸気タービン５の排気真空度を上げることができれば、配管２２を介して蒸気タービン５へ供給される蒸気は、より圧力が低いものでも蒸気タービン５の出力増加に利用可能となり、本実施例で示すように、吸気冷却装置１０１の気液分離器９から発生する飽和蒸気６４を蒸気圧縮機３１で昇圧しないで、直接で蒸気タービン５へ導入する構成が実現できる。
【００４２】
このような構成とすることで、蒸気圧縮機３１が不要となり低コスト化と補機系統の簡略化も可能となる。気液分離器９からの蒸気の圧力が１２.８ トールとすると、本実施例では、低圧タービン出口温度は１５℃以下、排気真空度は１２.８ トール以下にする必要がある。このような条件では、低圧タービンの後段側では湿り蒸気となり、翼列に液滴が衝突することで、翼のエロージョンが発生する可能性がある。したがって、翼材料には、エロージョンに強い材料を選定する必要がある。
【００４３】
本実施例では、蒸気タービン５の排気真空度を増加することで蒸気圧縮機３１をその系統に配置せずに省略することができる。また、蒸気圧縮機３１の省略方法として次の方法も考えられる。例えば、気液分離器９から発生する飽和蒸気６４の圧力を、蒸気タービン５の後段側よりも高圧とすれば、蒸気圧縮機３１を配置しなくても飽和蒸気６４を蒸気タービン５の出力増加に利用できる。
【００４４】
以上２つの手法で説明した通り、実施例１のコンバインドサイクルプラントから蒸気圧縮機３１を省略し、蒸気タービン５の出力を高いものとするためには、気液分離器９で発生する飽和蒸気６４の圧力を、蒸気タービン５の後段側の圧力よりも高圧になるように構成すればよい。そのためには、例えば気液分離器９の温度を高く設定することで、飽和蒸気６４の圧力は高くする方法がある。なお、ここでいう蒸気タービン５の後段側の圧力とは、蒸気タービン５に設けられた蒸気供給口のうち最も下流側（後段側）の供給口における蒸気の圧力を意味する。
【００４５】
次に、飽和蒸気６４を蒸気タービン５へ噴射する方法について示す。
【００４６】
図９は、本実施例の蒸気タービン５のシステム構成を示す。蒸気タービン５は、高圧タービン７１，中圧タービン７２，低圧タービン７３から構成され、排熱回収ボイラ４から発生する蒸気８１は、高圧タービン７１，中圧タービン７２，低圧タービン７３の順に導入され、それぞれのタービンで膨張される。低圧タービン７３から排出された湿り蒸気
８４は復水器１１に供給される。気液分離器９から発生する飽和蒸気６４は、蒸気タービン５との圧力差を考慮して、できるだけ低圧な低圧タービン７３の後段側へ噴射させることが望ましい。ただし、蒸気圧縮機３１を充分に高圧力比化させて飽和蒸気６４を昇圧させれば低圧タービン７３の中間段付近に噴射させてもよい。また、スラント角の大きいケーシング７６に固定された静翼７４と、ロータに植設された動翼７５から構成される低圧タービン７３の静翼７４の前方に噴射するのが望ましい。
【００４７】
図１０は低圧タービン７３の静翼７４周りの拡大図を示す。図９を用いて静翼７４の前方に飽和蒸気６４を噴射したときの効果を説明する。低圧タービン７３の後段側では、ケーシング７６のスラント角が大きくなるため、静翼側壁の境界が発達し、側壁境界層の低エネルギー流体が蓄積する。これにより、二次流れ損失によってタービン効率が低下する。また、低圧タービン７３の後段側の蒸気は、湿り蒸気となっており、静翼側壁に水滴が堆積して、翼のエロージョンを引き起こす。そこで、低圧タービン７３の側壁から蒸気噴射することで、側壁境界層の低エネルギー流体を活性化させ、二次流れ損失を低減させることが可能となり、タービン効率向上を実現できる。また、この蒸気噴射により、側壁に堆積していた水滴が飛散されることで翼のエロージョンを低減でき、タービン翼の信頼性も向上できる。
【００４８】
図１１を用い、本実施例の吸気冷却装置の制御方法を示す。気液分離器９と蒸気タービン５をつなぐ配管２０に蒸気流量計測装置が設置されていること以外は図１０と同様である。前述の通り、気液分離器９で発生した蒸気量の変動により、蒸気タービン５の出力や信頼性は悪化する。本実施例のコンバインドプラントでは、蒸気流量計測装置５０３からの情報をもとに制御装置５０１が温度調節装置５０２をコントロールして供給水６０の温度を調整する制御を行うことでこの悪化を抑制する。
【００４９】
（実施例４）
図１２を用い、本発明の他の実施例を説明する。本実施例のコンバインドプラントは、吸気冷却装置１０１の気液分離器９から発生する飽和蒸気６４を、蒸気圧縮機３１で昇圧し、さらに熱交換器２５で所望の温度に調整させ、ガスタービンを構成するタービン３の高温部品の冷却に利用することを特徴としている。ここで、所望の温度とは、タービン３の高温部品の冷却に要求される温度である。なお、温度調整が必要ない場合は、熱交換器２５を省略することができる。
【００５０】
タービン３の高温部品の冷却方法には、圧縮機１から抽気された空気を利用する方法や、蒸気タービン５からの蒸気で冷却する方法がある。本実施例では、図１２に示すように圧縮機１の吸気冷却により発生した飽和蒸気６４をタービン３の高温部の冷却に利用している。そのため、圧縮機１からの抽気や蒸気タービン５からの蒸気を冷却に利用する場合と比べ、圧縮機１や蒸気タービン５の作動媒体量の低減を抑制することが可能となり、ガスタービンおよびコンバインドサイクルプラントの効率向上させることができる。また、蒸気は空気より熱伝達率が高いため、冷却に蒸気を用いていることで冷却効率も向上させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００５１】
【図１】本発明の実施例１であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図２】比較例であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図３】比較例であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図４】本発明の実施例１であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図５】本発明の蒸気圧縮機の蒸気流量に対する圧力比の傾向を示す。
【図６】本発明の蒸気圧縮機の圧力比に対する効率の傾向を示す。
【図７】本発明の実施例２であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図８】本発明の実施例３であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図９】本発明の蒸気タービンのシステム構成図を示す。
【図１０】本発明の低圧タービンの静翼周りの拡大図を示す。
【図１１】本発明の実施例３であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【図１２】本発明の実施例４であるコンバインドプラントシステムの構成図を示す。
【符号の説明】
【００５２】
００…コンバインドサイクルプラント、０…ガスタービン、１…圧縮機、２…燃焼器、３…タービン、４…排熱回収ボイラ、５…蒸気タービン、７…吸気ダクト、８…蒸発伝熱管、９…気液分離器、１０…循環ポンプ、１１…復水器、１２…ポンプ、１３…経路、
１４…圧縮機、１５…モータ、１６…膨張弁、１８，２５…熱交換器、２０，２１，２２…配管、３１…蒸気圧縮機、５１…空気、５２…圧縮空気、５３…燃料、５４…燃焼ガス、５５…排気ガス、６０…供給水、６１，６２…系統、６３…水、６４…蒸気、７１…高圧タービン、７２…中圧タービン、７３…低圧タービン、７４…静翼、７５…動翼、７６…ケーシング、８１，８４…蒸気、１０１，１０２…吸気冷却装置、５００…水供給装置、５０２…温度調節装置、５０３…計測装置。
【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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