(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の圧縮機の中間に気液熱交換器と蒸気発生器からなる中間冷却器を備え、
前記気液熱交換器と前記蒸気発生器は、低圧側圧縮機による圧縮空気を当該蒸気発生器、当該気液熱交換器の順で冷却するように配置されており、
前記気液熱交換器で冷却水（補給水）を予熱し、前記気液熱交換器により予熱した前記冷却水のうち少なくともその一部を前記蒸気発生器で蒸発させ、発生した蒸気をタービンに供給するように構成した、
ことを特徴とするガスタービン発電装置。
【請求項２】
前記気液熱交換器で加熱した前記冷却水（補給水）の一部をボイラー給水として脱気給水加熱器に送り、前記蒸気発生器で発生した蒸気の一部を前記脱気給水加熱器に送り、これにより前記のボイラー給水を飽和温度まで加熱して脱気し、前記蒸気発生器を出た残りの蒸気を前記タービンに供給する、ことを特徴とする請求項１に記載のガスタービン発電装置。
【請求項３】
蒸気を供給する前記タービンは、ガスタービン又は蒸気タービンである、ことを特徴とする請求項１又は２に記載のガスタービン発電装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ガスタービン発電装置に係わり、更に詳しくは、中間冷却と蒸気噴射を行うガスタービン発電装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ガスタービンを用いた発電装置において、空気又は燃焼ガスに水蒸気を噴射して性能を向上させる蒸気噴射型ガスタービンサイクル（Steam-Injected Gas Turbine:STIG サイクル又はCHENサイクル) 、及び更に中間冷却器を備え中間冷却と蒸気噴射を行うガスタービンサイクル（Intercooled and Steam-Injected Gas Turbine:ISTIGサイクル) が知られている（例えば、“An Assessment of the Thermodynamic Performance of Mixed Gas-Steam Cycles:Part A-Intercooled and Steam-Injected Cycles", Journal of Engineering for Gas Turbine, Vol. 117, July 1995) 。
【０００３】
図３は、中間冷却器を用いた再燃式のＣＨＡＴサイクルの一例であり、空気Ａが圧縮機１ａ，１ｂ，１ｃ，１ｄで圧縮され、サチュレータ２で水分を含み、排熱回収装置３で予熱されて燃焼器４ａ，４ｂに供給され、別途予熱された燃料Ｆを燃焼させて高温ガスＥを発生させ、この高温ガスＥにより高圧タービン５ａと低圧タービン５ｂを回転駆動して発電し、更に排熱回収装置３で排熱を回収するようになっている。このサイクルでは、圧縮機１ｂ，１ｃ，１ｄの間に中間冷却器６を備え、低圧ガスタービンの入口温度が１３９４℃の場合で５４．７％の熱効率を達成している。なお、この図で９は、発電機である。
【０００４】
また図４は、上述した文献に報告されているＩＳＴＩＧサイクルの一例である。図４（Ａ）に示すように、このサイクルは中間冷却器６の他に蒸気タービン７を備えたコンバインドサイクルであり、混合器８で水蒸気を混合した空気を燃焼器４に供給して熱効率を改善するようになっている。その他の基本構成は、サチュレータおよび低圧燃焼器がない点を除き、図３のＣＨＡＴサイクルとほぼ同様である。このＩＳＴＩＧサイクルでは、図４（Ｂ）に示すように、ガスタービン入口温度が１５００℃の場合で約５３％の熱効率を達成している。
【０００５】
更に図５は、中間冷却を行う次世代コンバインドサイクルの一例であり、図４と同様に中間冷却器６と蒸気タービン７を備え、ガスタービン５ｂと蒸気タービン７の両方でそれぞれ発電するようになっている。なお、図３〜図５の他に、中間冷却器を用いずに圧縮空気に水を直接噴射する場合もある。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述したＣＨＡＴサイクル、ＩＳＴＩＧサイクル及び次世代コンバインドサイクルは、既存のガスタービン発電装置に比較して高い熱効率（ガスタービン入口温度１５００℃で約５３％）を達成している。しかし、これらの中間冷却器では圧縮空気が冷却水（補給水や外部冷却水）によって冷却され、補給水はタービンへの噴射蒸気として用いられ、タービンで仕事を終えた後、大気放出される。この量は通常吸入空気量の１０〜１５ｗｔ％程度であり、低圧圧縮機の出口温度が１００℃以下であれば、この量で燃焼器に供給する空気を約４０〜５０℃まで冷却することができる。しかし、サイクル効率を改善するために低圧圧縮機の圧縮率を高めると出口温度が１５０℃以上となり、その分、外部冷却水の量を増して出口空気温度を下げる必要があり、大気放出量が増して熱損失量が増大する。また、補給水をそのままで使用すると出口温度が高くなって中間冷却の効果を十分に得られない。更に、水を直接噴射注入する手段では冷却はできるが水蒸気が加わるため高圧圧縮機の駆動動力が増大する問題が生じる。
【０００７】
本発明は、上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち本発明の目的は、冷却水量（補給水量）を増大することなく、大量の熱量を中間冷却することができ、これにより従来以上の高い熱効率を達成することができるガスタービン発電装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明によれば、複数の圧縮機の中間に気液熱交換器と蒸気発生器からなる中間冷却器を備え、前記気液熱交換器と前記蒸気発生器は、低圧側圧縮機による圧縮空気を当該蒸気発生器、当該気液熱交換器の順で冷却するように配置されており、前記気液熱交換器で冷却水（補給水）を予熱し、前記気液熱交換器により予熱した前記冷却水のうち少なくともその一部を前記蒸気発生器で蒸発させ、発生した蒸気をタービンに供給するように構成した、ことを特徴とするガスタービン発電装置が提供される。
【０００９】
本発明は、補給水（冷却水）での顕熱冷却に加えて、その一部を蒸気発生器に導き空気側の冷却効果を高めかつ発生蒸気をタービンに導入し出力を増加させることを特徴とするものである。
すなわち、中間冷却器を蒸気発生器と気液熱交換器で構成し、低圧圧縮機を出た圧縮空気を先ず蒸気発生器に導入し、蒸気発生器を出た圧縮空気は気液熱交換器に入り、補給水で更に冷却されて、高圧圧縮機に入る。この構成により、少ない冷却水（補給水）の顕熱だけで冷却し切れない分を水の潜熱（蒸発熱）を利用して更に冷却することができる。
【００１０】
一方、供給された冷却水（補給水）は気液熱交換器で予熱され、気液熱交換器を出た補給水の一部が蒸気発生器で蒸発し、タービンに導入されるので、圧縮空気の冷却により発生した蒸気から動力回収ができ、これにより、プラントの効率を更に向上することが可能となる。
【００１１】
本発明の好ましい実施形態によれば、前記気液熱交換器で加熱した前記冷却水（補給水）の一部をボイラー給水として脱気給水加熱器に送り、前記蒸気発生器で発生した蒸気の一部を前記脱気給水加熱器に送り、これにより前記のボイラー給水を飽和温度まで加熱して脱気し、前記蒸気発生器を出た残りの蒸気を前記タービンに供給する。すなわち、気液熱交換器で加熱した冷却水（補給水）の大部分を脱気給水加熱器に送り、更に蒸気発生器で発生した蒸気の一部を脱気給水加熱器に送ることにより、この蒸気によりボイラー給水を飽和温度まで加熱してボイラー給水を脱気することができ、圧縮空気の冷却により発生した蒸気を、動力回収のみならず、脱気器の加熱にも用いることができ、従来必要であった蒸気を節約し、プラントの効率を更に向上させることができる。
【００１２】
蒸気を供給する前記タービンは、ガスタービン又は蒸気タービンである。すなわち、発生蒸気を導入し出力を増加させるタービンをガスタービンとすることにより、蒸気タービンのないガスタービン発電装置の効率を高めることができ、或いは蒸気タービンに供給することによりコンバインドサイクルの効率を高めることもできる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の好ましい実施形態を図面を参照して説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付し重複した説明を省略する。
図１は、本発明によるガスタービン発電装置の構成図である。この図において、本発明のガスタービン発電装置１０は、複数の圧縮機（低圧圧縮機１ａと高圧圧縮機１ｂ）の中間に気液熱交換器１２と蒸気発生器１３からなる中間冷却器１４を備えている。この図に示すように、気液熱交換器１２と蒸気発生器１３は、圧縮空気の流れに対して向流になるように配置されており、低圧側圧縮機１ａによる圧縮空気を蒸気発生器１３、気液熱交換器１２の順で冷却し、気液熱交換器１２で冷却水を予熱し、次いで少なくともその一部を蒸気発生器１３で蒸発させるようになっている。気液熱交換器１２と蒸気発生器１３は、プレートフィン熱交換器であるのがよいが、通常のシェルアンドチューブ型熱交換器であってもよい。
【００１４】
図１において、１５はディアレータ（脱気給水加熱器）、１５ａはベントコンデンサ、１６ａ，１６ｂは熱交換器、１７ａ，１７ｂは予熱された給水ライン、１８ａ，１８ｂは蒸気ライン、１９はスタック（煙突）である。この実施形態では、気液熱交換器１２で加熱した冷却水（補給水）の一部を給水ライン１７ａを介してボイラー給水として脱気給水加熱器１５に送り、蒸気発生器１３で発生した蒸気の一部を蒸気ライン１８ｂを介して同じく脱気給水加熱器１５に送り、これにより前記のボイラー給水を飽和温度まで加熱して脱気し、蒸気発生器１３を出た残りの蒸気を蒸気ライン１８ａを介して低圧タービン５ｂに供給するようになっている。
【００１５】
図１に示したガスタービン発電装置１０のヒートバランスを試算した結果、高圧タービン入口温度が約１５００℃の場合に、発電出力１７９ＭＷ、熱効率５５．３％を達成できることが確認された。すなわち、図３〜図５に示した従来のガスタービン発電装置に比較して、同一のガスタービン入口温度１５００℃で約０．６〜２％以上の高い熱効率を達成することができる。
【００１６】
なおこの場合に、補給水１４５トンのうち、１２９トンが給水ライン１７ａを介して脱気給水加熱器１５に送られ、残りのうち１５トンが蒸気ライン１８ａを介して低圧タービン５ｂに供給され、残りの約０．６トンを脱気給水加熱器１５に供給した。
【００１７】
図２は、本発明による別のガスタービン発電装置の構成図である。この実施形態では、ガスタービン発電装置１０は、蒸気タービン７を備えたコンバインドサイクルであり、蒸気発生器１３を出た蒸気の一部が蒸気ライン１８ａを介して蒸気タービン７に供給するようになっている。その他の構成は、図１と同様である。この構成により、図１と同様に高い熱効率を達成することができる共に、蒸気タービンに供給することによりコンバインドサイクルの効率を高めることもできる。
【００１８】
上述したように、本発明は、補給水（冷却水）での顕熱冷却に加えて、その一部を蒸気発生器に導き空気側の冷却効果を高めかつ発生蒸気をタービンに導入し出力を増加させるものである。すなわち、中間冷却器１４を蒸気発生器１２と気液熱交換器１３で構成し、低圧圧縮機１ａを出た圧縮空気を先ず蒸気発生器１３に導入し、蒸気発生器１３を出た圧縮空気は気液熱交換器１２に入り、補給水で更に冷却されて、高圧圧縮機に入る。この構成により、少ない冷却水（補給水）の顕熱だけで冷却し切れない分を水の潜熱（蒸発熱）を利用して更に冷却することができる。
【００１９】
一方、供給された冷却水（補給水）は気液熱交換器１２で予熱され、気液熱交換器１２を出た補給水の一部（ライン１７ｂ）が蒸気発生器１３で蒸発し、タービン（ガスタービン５ｂ又は蒸気タービン７）に導入されるので、圧縮空気の冷却により発生した蒸気から動力回収ができ、これにより、プラントの効率を更に向上することが可能となる。
【００２０】
また、気液熱交換器１２で加熱した冷却水（補給水）の大部分をボイラー給水として脱気給水加熱器１５に送り、更に蒸気発生器１３で発生した蒸気の一部を脱気給水加熱器１５に送ることにより、この蒸気によりボイラー給水を飽和温度まで加熱してボイラー給水を脱気することができ、圧縮空気の冷却により発生した蒸気を、動力回収のみならず、脱気器の加熱にも用いることができ、従来必要であった蒸気を節約し、プラントの効率を更に向上させることができる。
【００２１】
なお、本発明は上述した実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変更できることは勿論である。
【００２２】
【発明の効果】
上述したように、本発明のガスタービン発電装置は、冷却水量を補給水量以上に増大することなく、大量の熱量を中間冷却することができ、これにより従来以上の高い熱効率を達成することができる等の優れた効果を有する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるガスタービン発電装置の構成図である。
【図２】本発明による別のガスタービン発電装置の構成図である。
【図３】中間冷却器を用いたＣＨＡＴサイクルの構成図である。
【図４】ＩＳＴＩＧサイクルの構成図である。
【図５】中間冷却を行う次世代コンバインドサイクルの構成図である。
【符号の説明】
１ａ，１ｂ，１ｃ，１ｄ  圧縮機
２  サチュレータ
３  排熱回収装置
４，４ａ，４ｂ  燃焼器
５，５ａ，５ｂ  タービン
６  中間冷却器
７  蒸気タービン
８  混合器
９  発電機
１０  ガスタービン発電装置
１２  気液熱交換器
１３  蒸気発生器
１４  中間冷却器
１５  ディアレータ（脱気給水加熱器）
１５ａ  ディアレータの冷却器
１６ａ，１６ｂ  熱交換器
１７ａ，１７ｂ  予熱された給水ライン
１８ａ，１８ｂ  蒸気ライン
１９  スタック（煙突）
【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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