JPH10325336A

JPH10325336A - ガスタービン発電システム

Info

Publication number: JPH10325336A
Application number: JP13719597A
Authority: JP
Inventors: Yoshinori Hisakado; 喜徳久角
Original assignee: Osaka Gas Co Ltd
Current assignee: Osaka Gas Co Ltd
Priority date: 1997-05-27
Filing date: 1997-05-27
Publication date: 1998-12-08

Abstract

(57)【要約】【課題】チエンサイクルシステムに比して発電効率を
一層高めることができるガスタービン発電システムを提
供すること。【解決手段】第１の燃焼器５２と、第１の燃焼器５２
からの排ガスを用いて燃焼させる第２の燃焼器５４と、
第１の燃焼器５２に送給する空気を圧縮するための第１
および第２の圧縮機５６，５８と、第１の圧縮機と前記
第２の圧縮機との間に配設された空気中間冷却器６７
と、第１の燃焼器５２からの排気ガスによって回転され
る第１のガスタービン６０と、第２の燃焼器５４からの
排気ガスによって回転される第２のガスタービン６２
と、第２のガスタービン６２によって作動される発電機
８４と、過熱蒸気を生成する排熱回収器７４とを備える
ガスタービン発電システム。第１の燃焼器５２では、第
２の圧縮機５８からの燃焼用空気と排熱回収器７４から
の過熱蒸気とが混在した状態にて燃料が燃焼される。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ガスタービンを用
いて発電を行うガスタービン発電システムに関する。

【０００２】

【従来の技術】従来から、ガスタービンを用いた発電シ
ステムとして、チエンサイクルシステムが知られてい
る。このチエンサイクルシステムは、たとえば、図３に
示すとおりの構成である。図３を参照して、このシステ
ムは、燃焼器２、空気圧縮機４、ガスタービン６および
発電機８を備えている。燃焼器２に送給される燃焼用空
気は、ライン１０を通して空気圧縮機４に送給され、こ
の空気圧縮機４にて圧縮された空気がライン１２を通し
て燃焼室２に供給される。燃焼器２に供給される燃料、
たとえば天然ガス（都市ガス）は、ライン１４を通して
燃焼器２に供給される。この燃焼器２には、また、ライ
ン１６を介して過熱蒸気が供給される。燃焼器２に供給
される過熱蒸気は、排熱回収器１８（後述する）にて生
成される。

【０００３】燃焼器２は、ライン１２からの燃焼用空気
とライン１６からの過熱蒸気とが混在した状態にて燃料
を燃焼する。燃焼器２からの排気ガスは、ライン２０を
通してガスタービン６に送給され、この排気ガスによっ
てガスタービン６が所要のとおりに回転駆動される。こ
のガスタービン６の回転駆動力は空気圧縮機４に伝達さ
れ、空気圧縮機４が回転されることによって、燃焼室２
に送給される空気が圧縮される。また、ガスタービン６
の回転駆動力は発電機８に伝達され、発電機８が回転さ
れることによって、発電が行われる。

【０００４】ガスタービン６からの排気ガスは、ライン
２２を通して排熱回収器１８に送給される。排熱回収器
１８は、給水予熱器２４、ボイラ２６および過熱蒸気発
生器２８を備えており、ライン２２からの排気ガスは排
熱回収器１８、すなわち過熱蒸気発生器２８、ボイラ２
６および給水予熱器２４を通して流れ、このように流れ
る間に、ライン３０からの水を次のとおりに加熱する。
ライン３０を通して送給される水は、給水予熱器２４に
送給され、この給水予熱器２４にて予熱される。予熱さ
れた水は、ボイラ２６に送給され、このボイラ２６にて
所要のとおりに加熱される。ボイラ２６にて加熱された
蒸気の一部は、ライン３２を通して過熱蒸気発生器２８
に送給され、この過熱蒸気発生器２８にて過熱蒸気に過
熱された後ライン１６を通して燃焼室２に供給される。
ボイラ２６にて加熱された蒸気の残部は、ライン３４を
通して送給され、このライン３４を通して送給される蒸
気は、プロセス蒸気として、たとえば冷凍機に用いられ
る。なお、排熱回収器１８を通して流れた排気ガスは、
ライン３６を通して煙突３８に送給され、この煙突３８
から大気に排出される。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】このようなチエンサイ
クルシステムにおいては、燃焼が一段である等の理由に
よりその発電効率が３７％程度で、充分に高効率である
ということができず、一層高効率なシステムの実現が望
まれていた。

【０００６】本発明の目的は、チエンサイクルシステム
に比して発電効率を一層高めることができるガスタービ
ン発電システムを提供することである。

【０００７】

【課題を解決するための手段】本発明は、燃料を燃焼さ
せる第１の燃焼器と、前記第１の燃焼器からの排ガスを
用いて燃料を燃焼させる第２の燃焼器と、前記第１の燃
焼器に送給する燃焼用空気を圧縮するための第１および
第２の圧縮機と、前記第１の圧縮機と前記第２の圧縮機
との間に配設され、前記第１の圧縮機から前記第２の圧
縮機に向けて送給される燃焼用空気を冷却する空気中間
冷却器と、前記第１の燃焼器からの排気ガスによって回
転され、前記第１および第２の圧縮機を作動させるため
の第１のガスタービンと、前記第２の燃焼器からの排気
ガスによって回転される第２のガスタービンと、前記第
２のガスタービンによって作動される発電機と、過熱蒸
気を生成する過熱蒸気発生器とを備え、前記過熱蒸気発
生器からの過熱蒸気は前記第１の燃焼器に送給され、前
記第１の燃焼器では、前記第２の圧縮機からの燃焼用空
気と前記過熱蒸気発生器からの過熱蒸気とが混在した状
態にて燃料が燃焼され、前記第１の燃焼器からの排気ガ
スは前記第１のガスタービンを通して前記第２の燃焼器
に送給され、前記第２の燃焼器では、排気ガス中に過熱
蒸気が混在した状態にて燃料が燃焼されることを特徴と
するガスタービン発電システムである。

【０００８】本発明に従えば、燃料は第１および第２の
燃焼器によって燃焼され、第１の燃焼器から第２の燃焼
器に流れる排気ガスが第１のガスタービンに作用するの
で、第２の燃焼器に送給される排気ガスの温度を下げる
ことができ、これによって第１および第２の燃焼器に供
給される圧縮空気流量、すなわち燃焼温度を抑えるため
の圧縮空気流量を少なくすることができる。また、第１
の燃焼器に過熱蒸気発生器からの過熱蒸気が供給される
ので、空気を用いることに代えて、第１および第２のガ
スタービンの入口における排気ガスの温度を抑えること
ができる。さらに、第１の空気圧縮機と第２の空気圧縮
機との間に空気中間冷却器を設けているので、燃焼用空
気の圧縮動力の削減と空気流量の低減を図ることができ
る。そして、２段燃焼（２個の燃焼器を用いた燃焼）お
よび過熱蒸気の供給等によって燃焼器に供給する空気流
量が大きく減るので、空気の循環エネルギーを低減する
ことができ、空気の循環に起因するエネルギー損失も少
なくすることができる。

【０００９】また本発明は、前記第１および第２の燃焼
器は、それぞれ、９００〜１３００℃の燃焼温度で燃料
を燃焼し、全燃料の６０〜７５％が前記第１の燃焼器で
燃焼され、全燃料の２５〜４０％が前記第２の燃焼器で
燃焼されることを特徴とする。

【００１０】本発明に従えば、第１および第２の燃焼器
における燃焼温度が９００〜１３００℃であるので、高
効率な燃焼が可能となる。また、全燃料の６０〜７５％
が第１の燃焼器によって燃焼され、全燃料の２５〜４０
％が第２の燃焼器で燃焼されるので、第１および第２の
燃焼器にて燃焼温度９００〜１３００℃の燃焼が可能と
なる。

【００１１】また本発明は、前記過熱蒸気は、４００〜
５００℃の過熱蒸気であることを特徴とする。

【００１２】本発明に従えば、過熱蒸気の温度が４００
〜５００℃であるので、システムの発電効率を一層高め
ることができる。

【００１３】さらに本発明は前記過熱蒸気発生器は、前
記第２のガスタービンからの排気ガスを利用する排熱回
収器から構成され、前記空気中間冷却器は、冷却水を用
いて前記第１の圧縮機から前記第２の圧縮機に送給され
る燃焼用空気を冷却し、前記空気中間冷却器からの冷却
水は前記排熱回収器に送給され、前記排熱回収器は、前
記空気中間冷却器からの冷却水を、前記第１の燃焼器に
送給する過熱蒸気とプロセス蒸気に生成することを特徴
とする。

【００１４】本発明に従えば、空気中間冷却器にて空気
を冷却する冷却水が給水の予熱に利用されるので、給水
の過熱蒸気に利用できない一部をがプロセス蒸気として
取出され、これによってシステム全体の効率を高めるこ
とができる。

【００１５】

【発明の実施の形態】以下、添付図面を参照して、本発
明に従うガスタービン発電システムの一実施形態につい
て説明する。

【００１６】図１は、本発明に従うガスタービン発電シ
ステムの一実施形態を簡略的に示すシステムプロセス図
である。

【００１７】図１において、図示のガスタービン発電シ
ステムは、第１および第２の燃焼器５２，５４、第１お
よび第２の空気圧縮機５６，５８ならびに第１および第
２のガスタービン６０，６２を備えている。第１および
第２の空気圧縮機５６，５８は、第１の燃焼器５２に供
給される燃焼用空気を圧縮する。空気供給源（図示せ
ず）からの空気は、ライン６４を通して第１の空気圧縮
機５６に送給され、この第１の空気圧縮機５６にて圧縮
される（たとえば、低圧に圧縮される）。第１の空気圧
縮機５６にて圧縮された空気は、ライン６６を通して第
２の空気圧縮機５８に送給され、第２の空気圧縮機５８
にて圧縮された（たとえば、高圧に圧縮された）後ライ
ン６８を通して第１の燃焼器５２に供給される。第１の
空気圧縮機５６と第２の空気圧縮機５８との間、すなわ
ちライン６６には空気中間冷却器６７が配設されてい
る。この空気中間冷却器６７は、後述する如くしてライ
ン６６を流れる空気を冷却する。

【００１８】第１の燃焼器５２には、燃料供給源（図示
せず）からライン７０を通して燃料が供給される。この
システムに用いられる燃料は、たとえば天然ガス（都市
ガス）でよい。また、この第１の燃焼器５２には、ライ
ン７２を通して過熱蒸気が供給される。なお、この過熱
蒸気は、排熱回収器７４によって後述する如く生成され
る。

【００１９】この実施形態では、ライン６８からの圧縮
空気、ライン７０からの燃料およびライン７２からの過
熱蒸気が第１の燃焼器５２に供給され、第１の燃焼器５
２は、燃焼用空気と過熱蒸気とが混在した状態にて燃料
が燃焼される。このような状態におけ燃料の燃焼とは、
たとえば、空気が存在する雰囲気において燃料が燃焼さ
れ、この燃焼状態にて過熱蒸気が噴射される場合、ある
いは空気と過熱蒸気とを混合した雰囲気において燃料が
燃焼される場合等である。

【００２０】第１の燃焼器５２における燃焼によって発
生する排気ガスは、ライン７６を通して第１のガスター
ビン６０に送給される。第１のガスタービン６０は、第
１の燃焼器５２からの排気ガスによって回転駆動され、
第１のガスタービン６０の回転駆動力が第１および第２
の空気圧縮機５６，５８に伝達される。したがって、第
１のガスタービン６０によって第１および第２の空気圧
縮機５６，５８が回転駆動され、このように回転駆動さ
れる第１および第２の空気圧縮機５６，５８によって、
第１の燃焼器５２に送給される空気が高圧に圧縮され
る。このように、第１ガスタービン６０によって排気ガ
スのエネルギーを取出して第１および第２の空気圧縮機
５６，５８を作動させているので、第１の燃焼器５２か
ら第２の燃焼器５４に送給される排気ガスの温度が低下
し、これによっても第２の燃焼器５４の燃焼温度を抑え
るための空気流量、換言すると第１の燃焼器５２に供給
される空気流量を少なくすることができる。

【００２１】第１のガスタービン６０からの排気ガス
は、ライン７８を通して第２の燃焼器５４に送給され
る。この排気ガスには、容易に理解される如く、燃焼用
空気、および過熱蒸気が含まれている。第２の燃焼器５
４には、燃料供給源（図示せず）からライン７０に送給
された燃料の一部がライン８０を通して供給される。し
たがって、第２の燃焼器５４においては排気ガス中に過
熱蒸気が混在した状態にて燃料が燃焼される。第１およ
び第２の燃焼器５２，５４の燃焼温度は、発電システム
の効率を高めて発電機８４の発電出力を大きくするため
に、１０００〜１３００℃の範囲に設定するのが望まし
く、このような温度範囲に維持するためには、燃料供給
源（図示せず）からの全燃料の６０〜７５％が第１の燃
焼器５２に供給され、その全燃料の２５〜４０％が第２
の燃焼器５４に供給される。

【００２２】第２の燃焼器５４からの排気ガスは、ライ
ン８２を通して第２のガスタービン６２に送給され、第
２のガスタービン６２はライン８２からの排気ガスによ
って回転駆動される。第２のガスタービン６２には発電
機８４が付設されており、第２のガスタービン６２の回
転駆動力がこの発電機８４に伝達される。したがって、
第２のガスタービン６２によって発電機８４が回転さ
れ、これによって発電が行われる。

【００２３】第２のガスタービン６２からの排気ガス
は、ライン８６を通して排熱回収器７４に送給され、こ
の排熱回収器７４を通って流れる。この実施形態におけ
る排熱回収器７４は、蒸気過熱器８８、第１のボイラ９
０、給水予熱器９２および第２のボイラ９４とを有して
いる。蒸気過熱器８８、第１のボイラ９０および給水予
熱器９２は、第１の燃焼器５２に高圧の過熱蒸気を供給
するたの過熱蒸気発生器として機能し、また第２のボイ
ラ９４は、一般的な機器、たとえば冷凍機等に用いるプ
ロセス蒸気を生成するプロセス蒸気生成器として機能す
る。プロセス蒸気とは、この発電システムにおける出力
の一形態であり、その出力が蒸気の形態で取出されるも
のである。

【００２４】この排熱回収器７４には、水供給源（図示
せず）からの水が供給される。このシステムでは、水供
給源からの水がライン９５を通して空気中間冷却器６７
に送給され、さらにこの空気中間冷却器６７およびライ
ン９６を通して排熱回収器７４に送給される。空気中間
冷却器６７においては、第１の空気圧縮機５６から第２
の空気圧縮機５８に向けて流れる圧縮空気と、排熱回収
器７４に向けて流れる水との間で熱交換が行われる。す
なわち、第１の空気圧縮機５６によって圧縮された空気
からの熱が排熱回収器７４に供給される水に伝達され、
これによって、第２の空気圧縮機５８へ流れる圧縮空気
の温度が下がる一方、排熱回収器７４への水の温度が上
昇する。このように第１の空気圧縮機５６と第２の空気
圧縮機５８との間に吸気中間冷却器６７を設けて圧縮空
気の温度を低下させているので、第１の燃焼器５２の燃
焼温度を抑えるための空気流量を少なくすることができ
る。また、この空気中間冷却器６７にて熱交換した水を
排熱回収器７４に送給しているので、この空気中間冷却
機６７にて熱交換したエネルギーも廃棄することなく有
効に用いることができる。

【００２５】ライン９６からの水は、排熱回収器７４に
て次のように利用される。空気中間冷却器６７にて熱交
換された水は、ライン９６を通して給水予熱器９８に送
給され、給水予熱器９８にて予熱された後に第１のボイ
ラ９０に送給され、この第１のボイラ９０にて加熱され
て蒸気となる。第１のボイラ９０にて加熱された蒸気
は、蒸気過熱器８８に送給され、この蒸気過熱器８８に
て過熱蒸気となってライン７２を通して第１の燃焼器５
２に送給される。この過熱蒸気８８は、上述したように
第１の燃焼器５２に供給され、第１の燃焼器５２の燃焼
温度を抑える作用をする。このように過熱蒸気によって
燃焼温度が抑えられるので、第１の燃焼器５２に供給す
る空気流量を少なくすることができる。なお、給水予熱
器９２、第１のボイラ９０および蒸気過熱器８８は、上
述したとおり、第２のガスタービン６２からの排気ガス
を利用して水（または蒸気）を所要のとおりに加熱す
る。

【００２６】ライン９６からの水の一部は、ライン９８
を通して第２のボイラ９４に送給される。ライン９８に
は減圧弁１００が設けられており、ライン９６からの水
は、減圧弁１００によって減圧された後ライン９８を通
して第２のボイラ９４に送給される。第２のボイラ９４
は、ライン９８からの水を加熱し、加熱して発生する蒸
気は、ライン１０２を通してプロセス蒸気として取出さ
れる。なお、第２のボイラ９４は、上述したとおり、第
２のガスタービン６２からの排気ガスを利用して水を所
要のとおりに加熱する。このように、第２のガスタービ
ン６２からの排気ガスを利用して過熱蒸気およびプロセ
ス蒸気を生成しているので、排気ガスのエネルギの無駄
を少なくすることができる。

【００２７】なお、排熱回収器７４からの排気ガスはラ
イン１０４を通して煙突１０６に流れ、この煙突１０６
から大気中に排出される。煙突１０６から排出される排
気ガスは、この発電システムにおいてエネルギーの有効
利用をすることができず、システム外に排出されるエネ
ルギーとなる。

【００２８】上述した発電システムにおいては、発電機
８４の発電出力を大きくするために、たとえば、次のと
おりに条件設定するのが望ましい。表１は、上記発電シ
ステムの各条件における発電機８４の発電出力等を示す
ものであり、本発明の発明者が行ったシュミレーション
の計算結果を示している。なお、表１において、第１の
ガスタービン７０の入口の燃焼排気ガス（ライン７６の
排気ガス）の温度を「ＴＩＴ」と略称し、このシミュレ
ーションでは、この温度は第２のガスタービン６２の入
力の燃焼排気ガス（ライン８２の排気ガス）の温度と同
一に設定される。

【００２９】

【表１】

【００３０】表１を参照して、第１および第２の燃焼器
５２，５４の燃焼温度について検討すると、それらの燃
焼温度が１０００℃以上になる（過熱蒸気の温度が４５
０℃で、第１の燃焼器５２の入口圧力が４．１ＭＰａで
ある条件のもとにおいて）と、発電機８４の発電出力が
７５００ｋｗを超え、また第１の燃焼器５２に供給され
る空気流量が３６００ｋｇ／ｈより小さくなり、それ故
に、後にも説明する如く、システムのエネルギー損失が
少なくなるとともに、発電機８４の発電出力が大きくな
る。そして、第１のガスタービン６０の入口燃焼温度
（ＴＩＴ）が上昇するに従って発電機８４の発電出力が
大きくなり、また第１の燃焼器５２に供給される空気流
量も少なり、一層のエネルギー損失の低減および発電機
８４の発電出力の上昇を図ることができる。なお、燃焼
温度が１３００℃を超えると、ガスタービン６０，６２
に使用する耐熱性に優れた比較的安価な材料を使用する
ことができなくなるので、発電システムとして非常に高
価なものとなる。したがって、第１および第２の燃焼器
５２，５４の燃焼温度は１０００〜１３０００℃の範囲
内に設定するのが望ましい。

【００３１】また、第１の燃焼器５２の入口圧力につい
て検討すると、第１の燃焼器５２の入口圧力が４．１Ｍ
Ｐａ以上になる（過熱蒸気の温度が４５０℃で、第１お
よび第２の燃焼器５２，５４の燃焼温度が１０００℃で
ある条件のもとにおいて）と、発電機８４の発電出力は
約７６００ｋｗ以上となってほとんど変わらず、したが
って第１の燃焼器５２の入口圧力は４．１ＭＰａに設定
するのが望ましい。

【００３２】さらに、過熱蒸気の温度について検討する
と、その温度が４００℃を超えると発電機８４の発電出
力が７５００ｋｗを超えて出力が大きくなり、したがっ
て過熱蒸気の温度は４００〜５００の範囲に設定するの
が望ましく、その温度を実質上４５０℃にすると発電機
８４の発電出力が最も大きくなり、したがって実質上４
５０℃に設定するのが最も望ましい。

【００３３】表２は、各種発電システムにおける各種損
失評価をシュミレーションした計算結果を示している。
表２における「２段燃焼蒸気噴射」とは、図１に示すと
おりの発電システムであり、「２段燃焼コンバインド」
とは、図１に示す発電システムにおいて、排熱回収器７
４による過熱蒸気の供給に代えて、専用の蒸気タービン
およびそれによって発電される発電機を付加した発電シ
ステムであり、「１段燃焼蒸気噴射」とは、図１に示す
発電システムにおいて、第２の燃焼器５４および第２の
ガスタービン６２を省略して第１のガスタービン６０に
よって発電機８４を作動させるようにしたものであり、
さらに「チエンサイクル」とは図３に示すチエン発電シ
ステムである。

【００３４】

【表２】

【００３５】表２から、「２段燃焼蒸気噴射」の発電出
力が他の発電システムに比して大きく、発電効率が高い
ことが理解されよう。なお、単に発電出力のみを見る
と、「２段燃焼コンバインド」が「２段燃焼蒸気噴射」
に比して大きいが、「２段燃焼コンバインド」は別個に
蒸気タービンおよび発電機を設けなけらばならず、それ
故に、システム全体のコストが著しく高くなる。それ故
に、コストをも考慮した発電機８４の発電出力と比べる
と、「２段燃焼蒸気噴射」が非常に有利となる。また、
この表２から、燃焼に伴う損失等を含めた発電システム
の損失は、「２段燃焼蒸気噴射」が非常に少なく、発電
機８４の発電端出力は全化学エネルギーの４３，４％と
なり、発電システムとしてエネルギー効率の非常に高い
ものとなるのが理解されよう。

【００３６】図２は、図１に示す発電システムのエクセ
ルギー評価図を示し、図４は、図３に示す発電システム
のエクセルギー評価図を示している。表２とともに図２
および図４から理解されるとおり、「２段燃焼蒸気噴
射」（図１の発電システム）においては、高圧高温空気
循環に消費されるエネルギーが２２．６％と非常に少な
い。これは、過熱蒸気の噴射、空気中間冷却器６７によ
る冷却等によって第１の燃焼器５２に供給する空気流量
を抑えているためであり、このように空気流量を抑える
ことによって他の各種損失も小さくなり、発電機８４の
発電端出力として４３．４％の高効率が得られる。これ
に対して、たとえば、「チエンサイクル」においては、
高圧高温空気循環に消費されるエネルギーが３５．６％
と非常に大きく、このため発電機８の発電端出力として
３６．９％の効率しか得られない。

【００３７】なお、図２および図４のエクセルギー評価
図は、図１および図３の発電システムにおいて次のとお
りの条件設定したときに得られたものである。すなわ
ち、図２のエクセルギー評価図は、燃料供給源（図示せ
ず）からの燃料を１２５０ｋｇ／ｈ、１４９０Ｎｍ³／
ｈ、４０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、１６０℃の条件で供給し、そ
の供給量の８３８ｋｇ／ｈを第１の燃焼器５２に、その
供給量の残部、４１２ｋｇ／ｈを第２の燃焼器５４に供
給する。また、空気供給源（図示せず）からの空気を３
５４００ｋｇ／ｈ、２７５００Ｎｍ³／ｈ、１５℃で第
１の空気圧縮機５６に向けて供給し、第１の空気圧縮機
５６にて５．４ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、２５６℃に上昇し、そ
の後空気中間冷却器６７にて３５℃に冷却し、しかる後
４０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、３０５℃で第１の燃焼器５２に
供給する。第１の燃焼器５２においては１０００℃で燃
焼し、この燃焼の際に蒸気過熱器８８からの過熱蒸気を
７９９０ｋｇ／ｈ、４０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、４５０℃で噴
射する。第１のガスタービン６０にて排気ガスの温度を
７１０℃に低下させる。第２の燃焼器５４においては燃
料を１０００℃で燃焼し、第２の燃焼器５４からの排気
ガスによって７６００ｋｗの発電出力を得る。これによ
って、第２のガスタービン６２にて排気ガスの温度が５
６０℃に低下する。水供給源（図示せず）からの水を４
３ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、１５℃で供給し、空気中間冷却器６
７にて熱交換されて９５００ｋｇ／ｈ、４２ｋｇ／ｃｍ
²Ｇ、２０５℃で排熱回収器７４に送給される。そし
て、第２のボイラ９４から、１５１０ｋｇ／ｈ、５ｋｇ
／ｃｍ²Ｇ、１６０℃のプロセス蒸気を得る一方、煙突
１０６から、４４７００ｋｇ／ｈ、０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、
１８０℃の排気ガスを排出する。

【００３８】これに対して、図４のエクセルギー図は、
図３に示す発電システムにおいて、燃料供給源（図示せ
ず）からの燃料を１２５０ｋｇ／ｈ、１４９０Ｎｍ³／
ｈ、１２ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、１５℃の条件で供給する。ま
た、空気供給源（図示せず）からの空気を６４１００ｋ
ｇ／ｈ、４９８００Ｎｍ³ ／ｈ、１５℃で空気圧縮機４
に向けて供給し、空気圧縮機４にて３８４℃に上昇した
圧縮空気を燃焼器２に供給する。燃焼器２においては１
０００℃で燃焼し、この燃焼の際に蒸気過熱器２８から
の過熱蒸気を９８００ｋｇ／ｈ、１２ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、
４７８℃で噴射する。そして、燃焼器２からの排気ガス
によって６４５０ｋｗの発電出力を得る。これによっ
て、ガスタービン６にて排気ガスの温度が５１８℃に低
下する。水供給源（図示せず）からの水を９８００ｋｇ
／ｈ、２０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、１５℃で排熱回収器１８に
供給し、この水を利用して過熱蒸気を生成する一方、煙
突３８から、７５２００ｋｇ／ｈ、０ｋｇ／ｃｍ²Ｇ、
１５９℃の排気ガスを排出する。

【００３９】

【発明の効果】本発明の請求項１の発電システムによれ
ば、燃料は第１および第２の燃焼器によって燃焼さ
れ、、第１の燃焼器から第２の燃焼器に流れる排気ガス
が第１のガスタービンに作用するので、第２の燃焼器に
送給される排気ガスの温度を下げることができ、これに
よって第１および第２の燃焼器に供給される圧縮空気流
量、すなわち燃焼温度を抑えるための圧縮空気流量を少
なくすることができる。また、第１の燃焼器に過熱蒸気
発生器からの過熱蒸気を供給するようにしたので、空気
を用いることに代えて、第１および第２のガスタービン
の入口における排気ガスの温度を抑えることができる。
さらに、第１の空気圧縮機と第２の空気圧縮機との間に
空気中間冷却器を設けているので、燃焼用空気の圧縮動
力の削減と空気流量の低減を図ることができる。そし
て、２段燃焼（２個の燃焼器を用いた燃焼）および過熱
蒸気の供給等によって燃焼器に供給する空気流量が大き
く減るので、空気の循環エネルギーを低減することがで
き、空気の循環に起因するエネルギー損失も少なくする
ことができる。

【００４０】また本発明の請求項２の発電システムによ
れば、第１および第２の燃焼器における燃焼温度が９０
０〜１３００℃であるので、高効率な燃焼が可能とな
る。また、全燃料の６０〜７５％が第１の燃焼器によっ
て燃焼され、全燃料の２５〜４０％が第２の燃焼器で燃
焼されるので、第１および第２の燃焼器にて燃焼温度９
００〜１３００℃の燃焼が可能となる。

【００４１】また本発明の請求項３の発電システムによ
れば、過熱蒸気の温度が４００〜５００℃であるので、
システムの発電効率を一層高めることができる。

【００４２】さらに本発明の請求項４の発電システムに
よれば、空気中間冷却器にて空気を冷却する冷却水が給
水の予熱に利用されているので、給水の過熱蒸気に利用
できない一部をプロセス蒸気として取出され、これによ
ってシステム全体の効率を高めることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に従う発電システムの一実施形態を簡略
的に示すシステムプロセス図である。

【図２】図１の発電システムにおけるエクセルギー評価
図である。

【図３】従来の発電システム（チエン発電システム）を
簡略的に示すシステムプロセス図である。

【図４】図３の発電システムにおけるエクセルギー評価
図である。

【符号の説明】

５２第１の燃焼器５４第２の燃焼器５６第１の空気圧縮機５８第２の空気圧縮機６０第１のガスタービン６２第２のガスタービン６７空気中間冷却器７４排熱回収器８４発電機

フロントページの続き (51)Int.Cl.⁶ 識別記号ＦＩＦ０２Ｃ 6/18 Ｆ０２Ｃ 6/18 ＡＺ 7/143 7/143

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】燃料を燃焼させる第１の燃焼器と、前記
第１の燃焼器からの排ガスを用いて燃料を燃焼させる第
２の燃焼器と、前記第１の燃焼器に送給する燃焼用空気
を圧縮するための第１および第２の圧縮機と、前記第１
の圧縮機と前記第２の圧縮機との間に配設され、前記第
１の圧縮機から前記第２の圧縮機に向けて送給される燃
焼用空気を冷却する空気中間冷却器と、前記第１の燃焼
器からの排気ガスによって回転され、前記第１および第
２の圧縮機を作動させるための第１のガスタービンと、
前記第２の燃焼器からの排気ガスによって回転される第
２のガスタービンと、前記第２のガスタービンによって
作動される発電機と、過熱蒸気を生成する過熱蒸気発生
器とを備え、前記過熱蒸気発生器からの過熱蒸気は前記第１の燃焼器
に送給され、前記第１の燃焼器では、前記第２の圧縮機
からの燃焼用空気と前記過熱蒸気発生器からの過熱蒸気
とが混在した状態にて燃料が燃焼され、前記第１の燃焼器からの排気ガスは前記第１のガスター
ビンを通して前記第２の燃焼器に送給され、前記第２の
燃焼器では、排気ガス中に過熱蒸気が混在した状態にて
燃料が燃焼されることを特徴とするガスタービン発電シ
ステム。
【請求項２】前記第１および第２の燃焼器は、それぞ
れ、９００〜１３００℃の燃焼温度で燃料を燃焼し、全
燃料の６０〜７５％が前記第１の燃焼器で燃焼され、全
燃料の２５〜４０％が前記第２の燃焼器で燃焼されるこ
とを特徴とする請求項１記載のガスタービン発電システ
ム。
【請求項３】前記過熱蒸気は、４００〜５００℃の過
熱蒸気であることを特徴とする請求項１または２記載の
ガスタービン発電システム。
【請求項４】前記過熱蒸気発生器は、前記第２のガス
タービンからの排気ガスを利用する排熱回収器から構成
され、前記空気中間冷却器は、冷却水を用いて前記第１
の圧縮機から前記第２の圧縮機に送給される燃焼用空気
を冷却し、前記空気中間冷却器からの冷却水は前記排熱
回収器に送給され、前記排熱回収器は、前記空気中間冷
却器からの冷却水を、前記第１の燃焼器に送給する過熱
蒸気とプロセス蒸気に生成することを特徴とする請求項
１〜３のいずれかに記載のガスタービン発電システム。