JPH0275731A

JPH0275731A - タービンプラント

Info

Publication number: JPH0275731A
Application number: JP22469888A
Authority: JP
Inventors: Masatoshi Kudome; 正敏久留; Sunao Aoki; 青木　素直; Hidetaka Mori; 森　秀隆
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 1988-09-09
Filing date: 1988-09-09
Publication date: 1990-03-15
Anticipated expiration: 2011-10-16
Also published as: JP2544453B2

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】産業上の利用分野本発明は、二流体タービンプラント、水素燃焼タービン
プラント、再生式ガスタービンプラント、圧縮酸素貯蔵
タービンプラント等のタービンプラントに関し、より詳
細にはそのタービン高温部を冷却する技術に関する。

従来の技術従来のタービンプラントとして、例えば第２図及び第３
図に示すようなものがある。

第２図に示すものはガスタービン−蒸気タービン複合方
式と呼ばれるもので、■がガスタービン（二流体タービ
ン）、２が蒸気タービンである。

ガスタービン１は、空気圧縮機３にて圧縮された空気と
燃料供給管４及び燃料制御弁５を通して送られてきた燃
料とを燃焼器６で燃焼させて得た燃焼ガスにより駆動さ
れる。そして、蒸気ター°ビン２は、このガスタービン
ｌから排気ダクト７を通して送られてくる排ガスの熱を
回収して蒸気を発生する貫流形の排熱回収蒸気発生器（
ボイラ）８からの蒸気により駆動される。

なお、第２図において、９は吸込空気制御ダンパ、ｔＯ
，Ｕは発電機、１２は復水器、１３は給水管、１４は給
水ポンプ、１５は排ガスダクト、１６は煙突である。

これに対し、第３図に示すものは、蒸気投入ガスタービ
ン方式と呼ばれるもので、排熱回収蒸気発生器８にて発
生した蒸気が主蒸気管２１、蒸気制御弁２２及び投入蒸
気管２３を通して燃焼器６へ投入されるようになってい
る。そして、この発生蒸気の一部又は全部が、必要に応
じて補助蒸気管２４及び蒸気制御弁２５を通して系外へ
補助蒸気として供給できるようにもされている。

なお、第３図において１１２６は給水タンクであり、ま
た第２図に示したものと同一の部分には同一の符号を付
しである。

しかして、第２図及び第３図に示した従来のタービンプ
ラントにおいて、°ガスタービン１の冷却及びシールは
空気圧縮機３にて圧縮した空気の一部を利用して行われ
、空気圧縮＃Ｉ３の中間段より抽気したタービン冷却及
びシール用の圧縮空気が管１７を通して燃焼器６をバイ
パスしてガスタービンＩへ導入され、タービン作動流体
１こ混入されるようになっている。

また、このようなタービン空気冷却方式の他に、従来技
術として、タービン翼を蒸気で冷却する方式もあり、そ
の冷却用の蒸気はタービン翼を冷却後タービン作動流体
に混入されるか、又は冷却凝縮されて回収されるように
なっている。

発明が解決しようとする課題以上述べた従来技術は、しかし、次のような問題点があ
った。

まず、第２図及び第３図に示したタービン空気冷却方式
においては、空気は熱輸送能力、それ故冷却能力が小さ
い（比熱が小さい、熱伝達性能が劣る）ので、メタル温
度の低下が難しく、したがってタービン入口温度を低く
抑えなければならず、よってタービンプラント効率が低
くなる。

第４図に理解しやすいように、タービン圧力比を調整し
て同一排気温度条件で比較したタービン入口温度とエン
トロピとの関係の一例を示すが、タービン入口温度の高
い方が同一熱損失に対し仕事量が大きいことがわかるで
あろう。

タービン空気冷却方式は、また、その冷却空気量が一般
に空気圧縮機出口空気量のおおよそ３０％にも及ぶため
、空気圧縮機の動力が大きくなり、しｔこがってタービ
ンプラント出力が低くなる。

一方、従来のタービン蒸気冷却方式は、タービンを蒸気
で冷却するので、タービン入口温度を上昇することがで
きるとともに、空気圧縮機の動力を低減することができ
、したがってタービンプラント効率を向上することがで
きる。

しかし、この冷却用の蒸気をタービン冷却後作動流体に
混入したり、又は凝縮回収する場合、タービン排気損失
が増大し・たり、又は凝縮熱損失となり、したがってタ
ービン入口温度の上昇及び空気圧縮機の動力低減による
タービンプラント効率の向上のメリットが相殺されるこ
とになる。

課題を解決するための手段本発明によるタービンプラントは、このような従来技術
の課題を解決するために、空気圧縮機と、この空気圧縮
機にて圧縮された空気と燃料とが導入されて燃焼する燃
焼器と、この燃焼器からの燃焼ガスで駆動するタービン
と、このタービンからの排ガスの熱を利用する排熱回収
蒸気発生器と、この排熱回収蒸気発生器にて発生した蒸
気を前記燃焼器と前記タービンの蒸気冷却部とへ送給す
る第１の蒸気流路と、前記タービンの蒸気冷却部下流と
前記第１の蒸気流路における燃焼器への蒸気送給流路と
を接続する第２の蒸気流路とを具備してなる。

作用このようなタービンプラントにおいては、したがって、
排熱回収蒸気発生器にて発生した蒸気の一部が、タービ
ンの蒸気冷却部へ送給されてタービンを冷却し、その後
排熱回収蒸気発生器にて発生した残りの蒸気と一緒に燃
焼器へ投入され、これによりタービンプラント効率を上
昇することができる。

実施例以下第１図を参照して本発明の一実施例について詳述す
る。なお、第１図において、第２図及び第３図に示した
ものと同一の部分には同一の符号を付して、その詳細な
説明は省略する。

しかして、本実施例によれば、排熱回収蒸気発生器８に
て発生した蒸気を燃焼器６側へ送給する主蒸気管２１に
おける燃焼器投入蒸気制御弁２２上流側部分からタービ
ン冷却蒸気供給管３１が分岐されて、ガスタービンｌの
高温部タービン翼等の蒸気冷却部３２へ接続され、この
蒸気供給管３１の途中にはタービン冷却蒸気制御弁３３
が設けられている。

また、ガスタービン１の蒸気冷却部３２下流と燃焼器投
入蒸気管２３とを接続するタービン冷却蒸気戻り管３４
が設けられている。そして、タービン冷却蒸気供給管３
１を流れる蒸気とタービン冷却蒸気戻り管３４を流れる
蒸気との温度差を検出して、燃焼器投入蒸気制御弁２２
を制御し、これによりかかる温度差が所定の値となるよ
うにする温度差制御器３５が設けられている。

更に、前述したタービン冷却蒸気供給管３１におけるタ
ービン冷却蒸気制御弁３３下流側部分には、タービン冷
却・シール空気管１７から分岐されたタービン冷却空気
管３６が接続され、その途中にはタービン冷却空気制御
弁３７が設けられている。

一方、排熱回収蒸気発生器８と主蒸気管２１との間には
気水分離器４１が設けられ、その分離水管４２は燃焼器
６へ接続され、その途中には燃焼器投入分離水制御弁４
３が設けられている。また、この燃焼器投入分離水管４
２から分岐された分離水管４４が給水タンク２６へ接続
され、その途中には給水タンク回収分離水制御弁４５が
設けられている。

そして、給水タンク２６には給水管４６が接続され、そ
の途中には水位制御器４７により制御される水位制御弁
４８が設けられている。また、給水タンク２６と排熱回
収蒸気発生器７の伝熱管４９とを接続する給水管１３の
途中には、蒸気温度制御器５１により制御される給水制
御弁５２が設けられている。

次に、作用について説明する。

吸込空気制御ダンパ９により制御されて空気圧縮機３に
導入された燃焼用空気はこの空気圧縮機３にて圧縮され
、その大部分は燃焼器６に供給されるが、その一部分は
中間段から油気され、タービン冷却・シール空気管１７
とタービン冷却空気管３６、タービン冷却空気制御弁３
７及びタービン冷却蒸気供給管３１の一部とを通してガ
スタービンｌへ供給される。

おいて、排熱回収蒸気発生器８にて蒸気を発生させター
ビン冷却蒸気供給管３１を通してガスタービンｌの蒸気
冷却部３２へ供給するタービン冷却蒸気量が必要量確保
されるまで行われる。そして、この必要量のタービン冷
却蒸気が確保されると、タービン冷却空気制御弁３７が
閉じられ、タービン冷却蒸気供給管３１を通しての蒸気
冷却方式に切替えられる。そして、その後は、タービン
冷却・シール空気管１７を通してはタービンの高温部以
外の部分（低温部）の冷却及びタービンシールのための
空気のみがガスタービン１へ供給される。

一方、燃料は、燃料供給管４及び燃料制御弁５を通して
燃焼器６に供給され、前述した圧縮空気とともに燃焼す
る。この燃焼器６には、排熱回収蒸気発生器８にて発生
した蒸気の大部分が気水分離器４１、主蒸気管２１、燃
焼器投入蒸気制御弁２２及び燃焼器投入蒸気管２３を通
して供給される。

定常運転時は、後述するように、排熱回収蒸気発生器８
は最高温度で最大蒸気量が得られるように運転されてお
り、その発生蒸気中の一部がタービン冷却用に使用され
るが、起動時及び低負荷時にはこれを含めて全量が燃焼
器６に投入される。

そしてガスタービンｌは、この運転状態で、タービン入
口温度を定格温度で運転した時定格出力となるように設
計される。

ガスタービン（二流体タービン）１に流入した燃焼ガス
と蒸気との混合二流体ガスは、このガスタービンｌで略
大気圧まで膨張し、仕事をした後、排気ダクト７を通し
て排熱回収蒸気発生器８に導入される。

この排熱回収蒸気発生器８の伝熱管４９の面積（伝熱面
積）は、定格負荷時最高温度Ｔｓｏ　’すなわち”Ｓｏ
　”ＴＴＥ−α（ＴＴＥニガスタービン排気温度、α：
最少終端温度差）の蒸気を最大量発生するように設計さ
れている。

排熱回収蒸気発生器８で熱回収された二流体ガスは、そ
れから、排ガスダクト１５を経て煙突１６から大気中へ
放出される。

加を要する場合には、制御弁４３にて流量を制御されな
がら、分離水管４２を通して燃焼器６に投入される。し
かし、通常運転時には、分離水は管４４を通して給水タ
ンク２６へ回収される。

他方、前述した主蒸気管２１を通して供給される蒸気の
一部は蒸気管２３を通して燃焼器６に投入され、また残
りの蒸気はタービン冷却蒸気供給管３１を通してガスタ
ービン１の蒸気冷却部３２へ供給され、冷却後タービン
冷却蒸気戻り管３４を経て燃焼器投入蒸気管２３へ導入
される。

この場合、ガスタービンｌの蒸気冷却部３２へ供給され
る蒸気量が必要量確保されるように、タービン冷却蒸気
戻り管３４を流れる蒸気の温度とタービン冷却蒸気供給
管３１を流れる蒸気の温度との差が所定の温度差となる
ように、温度差制御器３５により燃焼器投入蒸気制御弁
２２が制御される。そして、この制御弁２２と連動して
、制御弁３３がタービン冷却蒸気量を制御する。

蒸気管２３を通しての燃焼器６への蒸気投入は空気流路
部、燃料ノズル周囲及び内筒を通して３段この場合、図
示していないが、排ガスダクト１５の途中に排ガス凝縮
器を設けて、燃焼器投入蒸気を凝縮回収し、この回収水
を水処理して排熱回収蒸気発生器８の給水として使用す
ることもできる。

一方、給水タンク２６には系外から給水管４６を通して
水が供給され、そのタンク内水位は水位制御器４７及び
水位制御弁４８の手段により一定に保たれるように制御
される。

この給水タンク２６内の給水は、給水ポンプ１４により
給水管１３を通して排熱回収蒸気発生器８の伝熱管４９
に供給される。その給水量は、蒸気温度制御器５１及び
給水制御弁５２の手段により、蒸気発生器出口蒸気の温
度が前述した最高温度となるように制御される。

低負荷時等においては、給水量は最低給水量に維持され
て、蒸気発生器出口蒸気が二相流となる場合があるが、
この二相流は気水分離器４１にて蒸気と水とに分離され
、蒸気は主蒸気管２１に供給される。

これに対し、分離水は、ガスタービン出力の増階で行わ
れ、これにより内筒の冷却、ＮＯｘの低減及び安定燃焼
が確保される。そして、燃焼器６に投入された蒸気は燃
焼ガスと一様に混合して、燃焼ガスと水蒸気との混合二
流体となって、ガスタービン１に導入される。

なお、変形例として、タービン冷却蒸気戻り管３４を、
燃焼器投入蒸気管２３の途中部分に接続しないで、燃焼
器６に直接接続することもできる。

発明の効果以上述べた如く、本発明によれば、排熱回収蒸気発生器
にて発生した蒸気の一部を利用して、ガスタービンの高
温部例えば１段翼を冷却するようにしているが、蒸気は
空気よりも熱容量が太き（て伝熱性能が優れ、それ故冷
却能力に優れているので、メタル温度を効果的に低減す
ることができ、よってタービン入口温度を上昇させて、
タービン排気温度が適度になるような圧力比の設計とす
ることにより、タービンプラント効率を大巾に向上させ
ることができる。

そして、本発明によれば、このガスタービンの高温部を
冷却した後の蒸気を燃焼器に投入して、高温のタービン
作動流体とし、排熱回収蒸気発生器から燃焼器に直接投
入した蒸気と同じ仕事をさせるので、タービンプラント
効率を一層上昇させることができる。

すなわち、排熱回収蒸気発生器における発生蒸気量をＷ
８４、この蒸気発生器から燃焼器に直接投入される蒸気
量をＷ　　タービン冷却蒸気量をＳＣ２胃　とすると、”Ｓｔ　　”　”ＳＣ＋’ＳＢとなる。

Ｂまた、燃焼器出口水蒸気のエンタルピをｉＳｔ　１蒸気
発生器出口蒸気のエンタルピを、ｉＳＧ、タービン冷却
蒸気のエンタルピをＩｓＢ　ｓタービン排気中の水蒸気
のエンタルピをｉＳＥとすると、タービン冷却蒸気を燃
焼器に投入しない場合の蒸気の仕事効率は、次の（１）
式で表わされる。

一方、タービン冷却蒸気もタービン冷却後燃焼器に投入
する場合、タービン冷却蒸気はタービン冷却後タービン
入口温度まで加熱されてタービン作動流体となるので、
燃焼器投入蒸気の仕事効率は、タービン冷却後の戻り蒸
気のエンタルピをｉ’ｓＢとすると、次の（２）式で表
わされる。

（１ｓｔ−’Ｓｔ　＋　１ＳＢ−ｖｓＢ＋　（ｉｓｔ　
−ｉ’ＳＢ）そして、（１）式と（２）式とを比較する
と、１ｓｔ−ｉ’ｓＢ＞　０であることから、（り式〈
（２）式となる。すなわち、タービン冷却蒸気をタービ
ン冷却後燃焼器に投入することにより、タービンプラン
ト効率を改善することができる。

しかも、このように排熱回収蒸気発生器にて発生した蒸
気を燃焼器に直接投入するに加えて、タービン冷却蒸気
をタービン冷却後燃焼器に投入して、燃焼器投入蒸気量
を増大することにより、空気量を減少して、空気圧縮機
の動力を減少し、したがってタービンプラント出力を増
加することができるとともに、ＮＯｘの発生量を低減す
ることができる。

また、前述した実施例によれば、次のような効果もある
。

すなわち、タービン冷却蒸気をタービン冷却後燃焼器に
投入する場合において、タービン冷却蒸気量を確実に供
給する必要があるが、タービン冷却蒸気の冷却前後の温
度差を監視し、これに基づき燃焼器投入蒸気量を制御す
ることにより、最適量のタービン冷却蒸気量を確保でき
、これによりタービンプラントの信頼性の向上と効率の
向上とを図ることができる。

また、圧力比の高い設計では、タービン排気温度が低く
なるため、排熱回収蒸気発生器における発生蒸気温度が
低く、二相流となるが、この場合この発生蒸気量だけで
はタービン作動流体が不足してタービン入口温度の制御
ができなくなる。このような場合、気水分離器で蒸気か
ら分離された飽和水を燃焼器に投入することにより、空
気量を過剰とする方式に比べて高効率で大出力が得られ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明によるタービンプラントの一例を示す系
統図、第２図及び第３図は従来のタービンプラントの異
なる二例を示す系統図、第４図は図である。 ■・・ガスタービン、３・・空気圧縮機、４・・燃料供
給管、６・・燃焼器、８・・排熱回収蒸気発生器、１７
・・タービン冷却・シール空気管、２１・・主蒸気管、
２３・・燃焼器投入蒸気管、２４・・補助蒸気管、２６
・・給水タンク、３１・・タービン冷却蒸気供給管、３
２・・タービンの蒸気冷却部、３４・・タービン冷却蒸
気戻し管、３５・・温度差制御器、３６・・タービン冷
却空気管、４１・・気水分離器、４２・・燃焼器投入分
離水管、４４・・給水り（ほか１名）

Claims

【特許請求の範囲】

空気圧縮機と、この空気圧縮機にて圧縮された空気と燃
料とが導入されて燃焼する燃焼器と、この燃焼器からの
燃焼ガスで駆動するタービンと、このタービンからの排
ガスの熱を利用する排熱回収蒸気発生器と、この排熱回
収蒸気発生器にて発生した蒸気を前記燃焼器と前記ター
ビンの蒸気冷却部とへ送給する第１の蒸気流路と、前記
タービンの蒸気冷却部下流と前記第１の蒸気流路におけ
る燃焼器への蒸気送給流路とを接続する第２の蒸気流路
とを具備してなるタービンプラント。