JP4120699B2 - ガスタービン発電設備及び空気増湿装置 - Google Patents

Description

本発明は、ガスタービンの作動媒体に水分を付加して増湿するその高湿分の作動媒体によりガスタービンを駆動し、そのガスタービン排ガスから湿分を回収し再利用又は再循環するガスタービン発電設備に係り、特に、前記作動媒体の圧力損失又は前記ガスタービン排ガスの圧力損失を低減するガスタービン発電設備に関する。

ＨＡＴ(Humid Air Turbine）サイクルに関する従来技術として、米国特許第5,507,141号，特公平1−31012号公報，特公平1−195053号公報，特開平9−264158号公報，特開平10−103079 号公報には、支燃剤ガス・作動媒体ガス等として用いる空気もしくは空気を主体とするガスを圧縮機で圧縮してなる圧縮空気の一部あるいは全部に液相水を注入して得た圧縮空気／水／水蒸気の液相混合物でタービンの排気の熱回収またはタービン排気の熱回収と該圧縮機の中間冷却とを行うガスタービンサイクルが記載されている。

このガスタービンサイクルは、蒸気タービンを必要とせずガスタービンのみで、コンバインドサイクルに匹敵し又はそれ以上の出力と高効率を達成可能と考えられているが、多量の水を消費するという問題点も指摘されている。

そこで、「IGTI−Vol.7,ASME COGEN-TURBO 1992」のｐ２３９−２４５の「FT4000 HAT WITH NATURAL GAS FUEL」，特開平10−30811 号公報，特開平10−110628号公報では、ガスタービン排ガスから水分を回収し再利用又は再循環するシステムが考えられている。ここで、水分を回収された排ガスは、凝縮温度（１００℃）以下の例えば４０℃程度となるが、環境上その温度で大気中に放出できないため、水分を回収された排ガスを水分を回収する前の排ガスと熱交換して再加熱している。

そして、上記従来技術では、水分を回収された排ガスの再加熱媒体として水分を回収する前の排ガスを用い、ガス／ガスの熱交換を行うため、その熱交換設備が大型化し、排ガスの圧力損失が大きくなる。大気圧力との関係から煙突の入口部での排ガス圧力が定まるため、その煙突に至るまでの排ガスの圧力損失が大きくなると、ガスタービン出口部の排ガス圧力を高くしなければならない。つまり、ガスタービンの入口と出口との作動媒体の圧力差が小さくなり、ガスタービンの出力が小さくなる。しかしながら、上記従来技術では、かかる点に関し何ら検討されていない。

また、上記従来技術では、ガスタービンへ供給する圧縮空気を増湿するものとして、増湿塔を採用している。この増湿塔の詳細な構造は、例えば、米国特許第2,186,706 号等に記載されている。

この従来の増湿塔は、圧縮空気と水とを対向流でかつ直接に接触するものである。即ち、増湿塔内で、上方向に流れる圧縮空気に対して、スプレー又は滴下した水滴を多孔質媒体（圧縮空気と水との接触を促進するもの）を介して直接に接触させて、圧縮空気に水分を付加している。

故に、従来の増湿塔は、対向流にしているのに加え、多孔質媒体を介しているため、圧縮空気の圧力損失が非常に大きい。圧縮空気の圧力損失が大きいと、ガスタービンの作動媒体の圧力が小さくなるので、ガスタービンの出力が小さくなる。しかしながら、上記従来技術においては、かかる点に関し何ら検討されていない。

米国特許第５,５０７,１４１号 特公平１−３１０１２号公報 特公平１−１９５０５３号公報 特開平９−２６４１５８号公報 特開平１０−１０３０７９号公報 IGTI−Vol.7,ASME COGEN-TURBO 1992、ｐ２３９−２４５ 特開平１０−３０８１１号公報 特開平１０−１１０６２８号公報

本発明の目的は、ガスタービンの燃焼排ガスの圧力損失を低減して、発電出力又は発電効率を向上したガスタービン発電設備を提供することにある。

上記目的を達成するために、本発明のガスタービン発電設備は、空気の水蒸気量又は相対湿度又は絶対湿度の少なくとも１つを増加する増湿装置と、前記増湿装置で得た増湿空気と燃料とにより燃焼ガスを発生する燃焼器と、前記燃焼器で発生した燃焼ガスにより駆動するタービンと、前記タービンにより駆動し発電する発電機と、前記タービンから排出された燃焼排ガスの熱により前記増湿装置へ供給する給水を加熱する給水加熱器と、前記給水加熱器から排出された燃焼排ガスを冷却して前記燃焼排ガス中の水分を回収する水回収器と、前記給水加熱器で加熱されて得た給水の一部により前記水回収器から排出された燃焼排ガスを加熱する排ガス再熱器とを備える。

又は、上記目的を達成するために、本発明のガスタービン発電設備は、空気を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機で得た圧縮空気に水分を付加する増湿装置と、前記増湿装置で得た増湿空気と燃料とにより燃焼ガスを発生する燃焼器と、前記燃焼器で発生した燃焼ガスにより駆動するタービンと、前記タービンにより駆動し発電する発電機と、前記タービンから排出された燃焼排ガスにより前記燃焼器へ供給する前記増湿空気を加熱する再生器と、前記再生器から排出された燃焼排ガスにより前記増湿装置へ供給する給水を加熱する給水加熱器と、前記給水加熱器から排出された燃焼排ガスを冷却して前記燃焼排ガス中の水分を回収する水回収器と、前記給水加熱器で加熱されて得た給水の一部により前記水回収器から排出された燃焼排ガスを加熱する排ガス再熱器とを備える。

そして、上記本発明のガスタービン発電設備によれば、タービンの燃焼排ガスの圧力損失を低減して、発電出力又は発電効率を向上するという効果を奏する。

本発明によれば、ガスタービンの燃焼排ガスの圧力損失を低減して、発電出力又は発電効率を向上したガスタービン発電設備を提供することができる。

以下、本発明の実施例を図面を参照して説明する。

図１に、本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の系統図を示す。図１中、１は空気ａに水を噴霧するＷＡＣ装置、２は空気ａを圧縮する圧縮機、３は圧縮空気ｂを増湿する空気増湿装置、４は増湿空気ｃを加熱する再生器、５は燃料ｄと増湿空気ｃ又は圧縮空気ｂとを混合し燃焼し燃焼ガスｅを発生する燃焼器、６は燃焼ガスｅにより駆動するタービン、７は動力を電気に変換して発電する発電機、８は圧縮機２とタービン６と発電機７とを機械的に連結するタービンロータ、９は給水ｋを加熱する給水加熱器、１０は排ガスｆ中の水分を回収する水回収器、１１は排ガスｆを加熱する排ガス再熱器、１２は排ガスｆを放出する煙突、１３は回収水ｇを浄化する水処理装置、１４は回収水ｇを冷却する冷却器、１５は海水ｊを汲み上げる海水ポンプ、１６は補給水ｉを貯蔵する補給水タンク、２０及び２１は流量を調節する調節弁、３０〜３４は液体を昇圧するポンプ、５０は空気ａが流通する吸気ダクト、５１及び５２は圧縮空気ｂが流通する圧縮空気ライン、５３〜５５は増湿空気ｃが流通する増湿空気ライン、５６は燃料ｄが流通する燃料ライン、５７は燃焼ガスｅが流通する燃焼ガスライン、５８及び５９は排ガスｆが流通する排気ダクト、６０が流通する回収水ライン、６１及び６２は給水ｋが流通する給水ライン、６３は循環水ｌが流通する循環水ライン、６５及び６６は余剰水ｈが流通する余剰水ライン、６７は補給水ｉが流通する補給水ライン、６８は海水ｊが流通する海水ラインを示す。尚、図示しないが、ａは空気、ｂは圧縮空気、ｃは増湿空気、ｄは燃料（例えば、天然ガス，石炭ガス，油等）、ｅは燃焼ガス（タービン６の作動媒体）、ｆは排ガス、ｇは回収水、ｈは余剰水、ｉは補給水、ｊは海水、ｋは給水、ｌは循環水である。

吸気ダクト５０内にＷＡＣ装置１を配置する。ＷＡＣ装置１において、圧縮機２に吸い込まれる空気ａに水（好ましくは、回収水ｇの一部）を噴霧する。このとき、調節弁２１において、圧縮機２内で空気ａ中の水滴が蒸発するように、噴霧する水の量（例えば、空気ａの０.１％vol程度）を調節する。これにより、空気ａが冷却されて圧縮機２の動力を低減するという効果を得ると共に、圧縮機２内で空気ａ中の水滴が蒸発することにより圧縮空気ｂの密度が増加しタービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の密度が増加するため、発電出力が増加するという効果を得る。

ＷＡＣ装置１により水滴を含んだ空気ａは、圧縮機２に吸い込まれる。圧縮機２において、空気ａを１５気圧程度まで圧縮する。このとき、得られた圧縮空気ｂの温度は、３７０℃程度となる。

圧縮機２で圧縮された圧縮空気ｂは、圧縮空気ライン５１を経由して、空気増湿装置３へ供給される。空気増湿装置３において、圧縮空気ｂに給水ｋを混合して、圧縮空気ｂの水蒸気量又は相対湿度又は絶対湿度の少なくとも１つを増加する。即ち、圧縮空気ｂに水分を付加して圧縮空気ｂを増湿する。得られた増湿空気ｃの湿度は、例えば１９％程度である。そして、調節弁２０において、当該ガスタービン発電設備の系全体の熱バランスを考慮して、混合する給水ｋの量を調節する。尚、当該ガスタービン発電設備の運転状態（起動，停止，負荷変動，定格負荷運転，部分付加運転等）に応じて、圧縮空気ｂの一部を加湿器３を介さずに、圧縮空気ライン５２を経由して、燃焼器５へ供給してもよい。

空気増湿装置３で圧縮空気ｂを増湿した残りの給水ｋは、余剰水ｈ（空気増湿装置３内の圧力、即ち圧縮空気ｂの圧力に相当する飽和水）として、ポンプ３１で昇圧された後、排ガス再熱器１１へ供給される。

空気増湿装置３で増湿された増湿空気ｃの一部又は全部は、増湿空気ライン５３を経由して、再生器４へ供給される。再生器４は、対向流でかつ間接熱交換式の熱交換器である。再生器４において、増湿空気ｃと排ガスｆとを伝熱管等を介して間接的に熱交換することにより、増湿空気ｃを例えば５７２℃程度にまで加熱すると共に、排ガスｆを例えば３６１℃程度にまで冷却する。即ち、排ガスｆの熱量を増湿空気ｃへ移動させることにより、タービン６から排出された熱量を、再度タービン６の上流側へ供給し、タービン６の動力として回収するものである。これにより、タービン６の出力が増加する。また、再生器４において、燃料ｄと排ガスｆとを熱交換することにより、排ガスｆの熱量を燃料ｄで回収してもよい。

再生器４で加熱された増湿空気ｃは、増湿空気ライン５５を経由して、燃焼器５へ供給される。一方、燃料ｄが、燃料ライン５６を経由して、燃焼器５へ供給される。そして、燃焼器５において、増湿空気ｃと燃料ｄとを混合し、燃焼して、例えば１２６０℃程度の燃焼ガスｅを発生する。尚、燃焼用空気の湿分が多いことから火炎が吹き消えるのを防止するため、燃焼器５の構造は、中央に火炎温度の高い拡散燃焼部を設け、その周囲に比較的温度の低い希薄燃焼部を設けるのが好ましい。

燃焼器５で発生した燃焼ガスｅは、燃焼ガスライン５７を経由して、タービン６へ供給される。タービン６内において、燃焼ガスｅが膨張する過程で、動翼を回転させ、その動翼が固定されるタービンロータ８を回転させる。そして、タービンロータ８の一方に連結された発電機７を回転し、発電機７において、動力を電気に変換して電力を発生する。この電力が、発電機出力となる。

タービン６で膨張した燃料ガスｅは、排ガスｆ（その温度が例えば６０２℃程度、その圧力が例えば１.１２ 気圧程度）となり、排気ダクトｆを経由して、再生器４へ供給される。再生器４において、排ガスｆと増湿空気ｃとを熱交換して、排ガスｆを冷却する。

再生器４を経た排ガスｆは、給水加熱器９へ供給される。給水加熱器９は、再生器４と同様に、対向流でかつ間接熱交換式の熱交換器である。給水加熱器９において、給水ｋと排ガスｆとを伝熱管等を介して間接的に熱交換することにより、給水ｋを例えば２５０℃程度にまで加熱し、排ガスｆを例えば９３℃程度にまで冷却する。即ち、再生器４と同様に、排ガスｆの熱量を給水ｆへ移動させることにより、タービン６から排出された熱量を、再度タービン６の上流側へ供給し、タービン６の動力として回収するものである。これにより、タービン６の出力が増加する。但し、給水加熱器９は、給水ｋという液体を用いて排ガスｆから熱を回収するため、増湿空気ｃという気体（蒸気）を用いて排ガスｆから熱を回収する再生器４に比較して、伝熱効率が高い。よって、同一の熱量を回収するのであれば、給水加熱器９は、再生器４に比較して、伝熱面積を小さくできるので、その構造をコンパクトにできる。

給水加熱器９を経た排ガスｆは、水回収器１０へ供給される。水回収器１０において、排ガスｆに循環水ｌ（その温度が好ましくは２０℃〜４０℃で例えば３０℃程度）を水回収器１０の上部から噴霧又は滴下して、排ガスｆと循環水ｌとを直接に接触させて、排ガスｆを冷却（循環水ｌを加熱）することにより、排ガスｆに含まれる水分を凝縮し、排ガスｆから水分を回収する。これにより、水回収器１０において、排ガスｆの気体成分と液体成分とが分離され、その気体成分はその流れに沿って排出され、一方、その液体成分（水分）は底部から排出される。尚、水回収器１０は、排ガスｆと循環水ｌ又は海水ｊとを伝熱管等を介して間接的に接触させるものでもよいが、排ガスｆと循環水ｌとを直接に接触させた方が、伝熱面積を大きくでき、伝熱効率が高いので、好ましい。排ガスｆの除熱量が大きいほど、即ち、循環水ｌの温度が低いほど及び伝熱効率が高いほど、排ガスｆの温度が低くなるため、排ガスｆの飽和蒸気量が小さくなり、回収できる水分が増加する。

水回収器１０で得た凝縮水の一部は、循環水ｌとなり、循環水ライン６３を経由して、ポンプ３４で昇圧された後、冷却器１４へ供給される。冷却器１４は、対向流でかつ間接熱交換式の熱交換器である。冷却器１４において、循環水ｈと海水ｊとを伝熱管等を介して間接的に熱交換することにより、循環水ｈを冷却すると共に、海水ｊを加熱する。水回収器１０で冷却された循環水ｌは、再度水回収器１０へ供給されて、水回収器１０の上部から噴霧又は滴下される。尚、海水ｊは、海水ポンプ１５により汲み上げ、海水ライン６８を経由して、冷却器１４へ供給する。また、海水ｊに移動した熱量は、当該ガスタービン発電設備の系外へ排出されるため、当該ガスタービン発電設備の損失となる。故に、海水ｊの加熱量、即ち、循環水ｈの除熱量が小さいほど、当該ガスタービン発電設備の熱効率が高くなる。また、循環水ｈを冷却する冷媒としては、海水ｊ以外に循環水ｈよりも低温の媒体であればよい。

また、補給水タンク１６に貯蔵される補給水ｉを補給水ライン６７を経由して、循環水ｌに加える。これにより、当該ガスタービン発電設備の系内で不足した水分、即ち、排ガスｆに含まれて系外へ排出される水分を補給することができる。本実施例のガスタービン発電設備は、タービン６の上流側で付加した水分をタービン６の下流側で回収し、さらにその回収した水分をタービン６の上流側で付加する水分として使用することにより、水分を当該ガスタービン発電設備の系内で循環させている。故に、当該ガスタービン発電設備の系内で不足する水分が非常に少ない。しかしながら、タービン６の上流側で付加した水分を、すべてタービン６の下流側で回収できるわけではない。これは、空気ａが含む水分量に比較して、水回収器１０から排出された排ガスｆが含む水分量（排ガスｆの飽和蒸気量相当）が大きいこと等による。そこで、補給水ｉが必要となる。

また、水回収器１０で得た凝縮水の一部は、回収水ｇとなり、回収水ライン６０を経由して、水処理装置１３へ供給される。水処理装置１３において、回収水ｇを脱硝，脱硫する。水処理装置１３で浄化された回収水ｇの一部又は全部は、ポンプ３０で例えば５０気圧程度にまで昇圧された後、給水ｋとして給水加熱器９へ供給される。給水ｋの圧力を高くすることにより、給水ｋの飽和温度も高くなるため、給水加熱器９内で給水ｋが沸騰するのを防止することができる。そして、コンバインドサイクル発電プラントの排熱回収ボイラを利用した熱回収で問題となる熱交換器のピンチポイントの制限を受けずに、熱回収が可能になる。一方、水処理装置１３で浄化された回収水ｇの一部は、ポンプ３２で昇圧された後、給水ｋとしてＷＡＣ装置１へ供給される。

一方、水回収器１０である程度の水分を除去された排ガスｆは、排ガス再熱器１１へ供給される。排ガス再熱器１１は、対向流でかつ間接熱交換式の熱交換器である。排ガス再熱器１１において、排ガスｆと余剰水ｈとを熱交換することにより、排ガスｆを例えば１４０℃程度にまで加熱すると共に、余剰水ｈを例えば７７℃程度にまで冷却する。尚、排ガス再熱器１１は、排ガスｆと余剰水ｈとを直接に接触させるものでもよいが、排ガスｆと余剰水ｈとを直接に接触させるものであると、ある程度の水分を除去した排ガスｆに再度水分が付加されることになるため、排ガスｆと余剰水ｈとを間接的に接触させるものの方が好ましい。

排ガス再熱器１１で加熱された排ガスｆは、排ガスダクト５９を経由して、煙突１２へ供給され、大気中へ放出される。一方、排ガス再熱器１１で冷却された余剰水ｈは、余剰水ライン６６を経由して、ポンプ３３で例えば５０気圧程度にまで昇圧された後に、給水加熱器９へ供給され、給水ｋと合流する。

本第１の実施例によれば、排ガス再熱器１１において排ガスｆを加熱する加熱媒体として、余剰水ｈという液体を使用することにより、加熱媒体として気体を使用することに比較して、伝熱効率が高くなり、伝熱面積が小さくなるので、排ガス再熱器１１をコンパクトにすることができる。これにより、排ガス再熱器１１における排ガスｆの圧力損失を低減することができる。煙突１２における排ガスｆの圧力が決まっているので、排ガス再熱器１１における排ガスｆの圧力損失が低減すると、タービン６の出口部の排ガスｆの圧力を小さくすることができる。よって、タービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の、タービン６の入口部とタービン６の出口部との圧力差が大きくなるので、タービン６で得られる動力、即ちタービンロータ８の回転力が大きくなり、発電出力を増加することができる。

さらに、本第１の実施例によれば、排ガス再熱器１１において排ガスｆを加熱する加熱媒体として、余剰水ｈを使用することにより、当該ガスタービン発電設備の系全体の熱バランスが良くなり、空気増湿装置３内の温度が高くなる。これにより、系全体の熱バランスを考慮して、空気増湿装置３内の温度を低くするために圧縮空気ｂを冷却する必要がなくなり、圧縮空気ｂを冷却するために圧縮空気ライン５１上に配置される後置冷却器等が不要となる。これにより、圧縮空気ｂの圧力損失を低減でき、タービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の圧力損失を低減でき、タービン６の入口部のタービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の圧力が大きくなるので、発電出力を増加することができる。また、後置冷却器等がない分、圧縮機２から燃焼器５に至る流路の容積が小さくなることから、システム応答性を改善し、圧縮機２の空力特性の劣化を少なくできる。また、後置冷却器等を経由する際に生じる圧縮空気ｂの伝熱損失がなくなる。

さらに、本第１の実施例によれば、上述のように、空気増湿装置３内の温度が高くなるため、増湿空気ｃの温度も高くなり、再生器５における増湿空気ｃと排ガスｆとの熱交換量が小さくなり、必然的に再生器５がコンパクトになる。これにより、再生器６における排ガスｆの圧力損失が小さくなり、タービン６の出口部の排ガスｆの圧力を小さくすることができる。よって、タービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の、タービン６の入口部とタービン６の出口部との圧力差が大きくなるので、タービン６で得られる動力、即ちタービンロータ８の回転力が大きくなり、発電出力を増加することができる。

次に、空気増湿装置３の詳細な構造について説明する。

図２に、本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の空気増湿装置の構造図を示す。図２中、３ａは膨張した給水ｂ（例えば５０気圧程度の圧縮水）と圧縮空気ｂとが合流する合流部（圧縮空気ｂが流通する流路）、３ｂは給水ｋが膨張する膨張部（給水ｂが気化する気化部）、８０は空気増湿装置３内を合流部３ａと膨張部３ｂとに仕切る仕切り板、８１は給水ｂをスプレーするスプレーノズル、８２は仕切り板８０に設けられた開口部（合流部３ａと膨張部３ｂとを連通する連通部）を示す。

空気増湿装置３は、その内部が仕切り板８０により上下に分割されている。そして、仕切り板８０により仕切られた上部の領域が合流部３ａで、仕切り板８０により仕切られた下部の領域が膨張部３ｂである。膨張部３ｂには、給水ライン６１に連通するスプレーノズル８１が配置される。また、仕切り板８０は、圧縮空気ｂや膨張した給水ｋの流れに沿った下流側に、開口部８２を有する。

そして、圧縮空気ｂは、合流部３ａ内を流れる。一方、給水ｋは、スプレーノズル８１から膨張部３ｂにスプレーされて、膨張し、その一部が気化して蒸気ｍ（膨張部３ｂの圧力、即ち圧縮空気ｂの圧力に相当する圧力の飽和蒸気）となり、その残りが余剰水ｈ（膨張部３ｂの圧力、即ち圧縮空気ｂの圧力に相当する圧力の飽和水）となる。そして、蒸気ｍは、開口部８２から合流部３ａに流入し、圧縮空気ｂと合流し、増湿空気ｃとなる。一方、余剰水ｈは、膨張部３ｂの下部から空気増湿装置３外へ排出される。

ここで、給水ｋの圧力が圧縮空気ｂの圧力よりも高ければ、給水ｋが膨張部３ｂで膨張することになるが、給水ｋの圧力と圧縮空気ｂの圧力との圧力差が小さいと、給水ｋが気化する量が少なく、十分に圧縮空気ｂを増湿することができない。そこで、給水ｋの圧力と圧縮空気ｂの圧力との圧力差が例えば２０気圧以上であるのが好ましい。即ち、圧縮空気ｂの圧力が１５気圧とすると、給水ｋの圧力は３５気圧以上であるのが好ましい。但し、給水ｋの圧力の上限は、給水ｋを昇圧するポンプ３０の昇圧能力や、給水ライン６１の耐圧力により定まる。例えば、圧縮空気ｂの圧力が１５気圧、その温度が３６６℃、給水ｋの圧力は５０気圧、その温度が２５０℃とすると、給水ｋは膨張部３ｂで１５気圧程度まで膨張し、これにより、重量割合で給水ｋの１０％程度が気化する。即ち、給水ｋの１０％程度が蒸気ｍとなり、残りの９０％程度が余剰水ｈとなる。高圧の給水ｋが膨張すると、膨張後の圧力に相当する飽和蒸気温度まで温度が変化するが、過剰になった熱エネルギーは給水ｋの蒸発潜熱として放出されるため、蒸気が発生する。よって、さらに多量の蒸気ｍを得たい場合は、圧縮空気ｂと給水ｋとの圧力差を例えば５０気圧，１００気圧，１５０気圧，２００気圧のように大きくすればよい。また、増湿空気ｃの水蒸気量，相対湿度，絶対湿度は、蒸気ｍの発生量、即ち、給水ｋの流量と圧力に依存することになる。よって、給水ｋの流量又は圧力を制御することにより、増湿空気ｃの水蒸気量，相対湿度，絶対湿度を制御することができる。

上記に示した空気増湿装置によれば、圧縮空気ｂと同一圧力の蒸気ｍと圧縮空気ｂとを、圧縮空気ｂの流れに沿って、合流（混合）させているので、圧縮空気と水滴とを対向流でかつ直接に接触させる公知の増湿塔に比較して、圧縮空気ｂの流れの乱れが少なく、圧縮空気ｂ（増湿空気ｃ）の圧力損失を低減することができる。また、圧縮空気と水滴とを対向流でかつ直接に接触させていた従来の増湿塔に比較して、空気増湿装置の構造が単純になり、空気増湿装置をコンパクトにすることができる。つまり、従来の増湿塔では、圧縮空気の熱量を利用して水滴を蒸気にかえるため、必要な蒸気量を得るために圧縮空気と水滴との接触を促進しなければならず、故に圧縮空気と水滴とを多孔質媒体を介して対向流に接触させなければならなかった。これに対し、上記に示した空気増湿装置では、圧縮空気の熱量だけでなく膨張に伴う水自身の熱量を利用して、水分が最も多く含まれた蒸気である飽和蒸気を得ることができるため、対向流にしなくても又は多孔質媒体がなくても、必要な蒸気量を確保することができる。

さらに、かかる空気増湿装置を備えた本実施例のガスタービン発電設備によれば、空気増湿装置３での圧縮空気ｂ（増湿空気ｃ）の圧力損失が少ないため、タービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の圧力損失を低減でき、タービン６の入口部のタービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の圧力が大きくなるので、発電出力を増加することができる。

次に、空気増湿装置３の他の構造について説明する。

図３に、本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の他の空気増湿装置の構造図を示す。図３中、３ｃ及び３ｄは給水ｋが膨張する膨張部、８３及び８４は給水ｂをスプレーするスプレーノズル、８５及び８６は仕切り板８０に設けられた開口部を示す。

図２の空気増湿装置との違いは、膨張部が複数個（３ｂ，３ｃ，３ｄ）あり、夫々異なる圧力の給水ｋがスプレーされる点である。即ち、給水ライン６１から供給された給水ｋは、スプレーノズル８１からスプレーされて、膨張部３ｂで膨張し、蒸気ｍを発生する。膨張部３ｂと膨張部３ｃとが連通しており、膨張部３ｂで発生した蒸気ｍが、スプレーノズル８３からスプレーされて、膨張部３ｃでさらに膨張し、蒸気ｎを発生する。膨張部３ｃと膨張部３ｄとが連通しており、膨張部３ｃで発生した蒸気ｎが、スプレーノズル８４からスプレーされて、膨張部３ｄでさらに膨張し、蒸気ｏを発生する。即ち、（蒸気ｍの圧力）＞（蒸気ｎの圧力）＞（蒸気ｏの圧力）＝（圧縮空気ｂの圧力）となる。そして、蒸気ｏの圧力が圧縮空気ｂ相当となり、蒸気ｏが開口部８０から合流部３ａに流入して、圧縮空気ｂと合流する。

この空気増湿装置によれば、給水ｋの膨張部における膨張幅（圧力低下幅）が小さくなるので、給水ｋの膨張を緩やかに生じさせることにより、膨張時に発生する音や振動を小さくできる。特に、圧縮空気ｂと給水ｋとの圧力差が、５０気圧以上のように大きい場合に有効である。

また、図４に、本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の他の空気増湿装置の構造図を示す。図４中、３ｅは圧縮空気ｂに余剰水ｈを混合する混合部、８５は余剰水ｈをスプレーするスプレーノズルを示す。

図２の空気増湿装置との違いは、圧縮空気ｂは供給される領域を、並列な複数の合流部３ａと混合部３ｅとに分けた点である。そして、合流部３ａでは圧縮空気ｂと蒸気ｍとを合流させ、混合部３ｅでは膨張部３ｄ等からの余剰水ｈをスプレー等して、圧縮空気ｂと余剰水ｈとを混合する。つまり、混合部３ｅでは、圧縮空気ｂと余剰水ｈとを直接に接触させる。

この空気増湿装置によれば、混合部３ｅで余剰水ｈが蒸発するので、その蒸発により気化熱が奪われるので、余剰水ライン６５へ排出される余剰水ｈの温度を低下することができる。

また、図５に、本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の他の空気増湿装置の構造図を示す。図４中、８７は多孔質媒体、８８はタービン、８９は圧縮機、９０はタービンロータ、９１は合流部３ａと混合部３ｅとが連通する連通部を示す。

図４の空気増湿装置との違いは、混合部３ｅに多孔質媒体８７を配置し、圧縮空気ｂと余剰水ｈとの接触量を多くした点である。そして、多孔質媒体８７を用いて圧縮空気ｂと余剰水ｈとを接触させると圧縮空気ｂと余剰水ｈとの接触量が多くなる反面、圧縮空気ｂ（増湿空気ｃ）の圧力損失が大きくなる。そこで、給水ｋの圧力エネルギーを利用して圧縮空気ｂを圧縮し、圧縮空気ｂの圧力低下を補正する。

即ち、給水ｋをタービン８８へ供給する。一方、圧縮空気ｂを圧縮機８９へ供給する。タービン８８において、給水ｋが膨張するのを利用して、タービン動翼を回転し、タービンロータ９０を回転する。このタービンロータ９０の回転を利用して、タービンロータ９０の他方に連結される圧縮機８９を回転する。これにより、圧縮空気ｂをさらに圧縮する。圧縮機８９で圧縮された圧縮空気ｂは、混合部３ｅへ供給される。そして、タービン８８において膨張した給水ｋは、膨張部３ｂへ供給されて、さらに膨張し、蒸気ｍと余剰水ｈとに分離する。そして、蒸気ｍは、合流部３ａへ供給されて、圧縮空気ｂに合流する。一方、余剰水ｈは、混合部３ｅへ供給されて、多孔質媒体８７を介して、圧縮機８９で圧縮された圧縮空気ｂと混合される。これにより、多孔質媒体８７を有する混合部３ｅにおける圧縮空気ｂの圧力損失を防止することができる。

次に、本発明のガスタービン発電設備の他の構成について説明する。

図６に、本発明の第２の実施例のガスタービン発電設備の系統図を示す。図６中、１７は圧縮空気ｂを増湿する空気増湿装置、１８は圧縮空気ｂを冷却する後置冷却器、３５〜３７は液体を昇圧するポンプ、６９は余剰水ｈが流通する余剰水ライン、７０は後置冷却器１８で冷却された圧縮空気ｂが流通する圧縮空気ライン、７１〜７４は給水ｋが流通する給水ラインを示す。

図１のガスタービン発電設備との違いは、空気増湿装置１７として、圧縮空気と水滴とを対向流でかつ直接に接触させる公知の増湿塔を用いた点、及び排ガス再熱器１１において給水ｋの一部を利用して排ガスｆを加熱した点である。

即ち、圧縮空気ｂは、圧縮空気ライン５１を経由して、後置冷却器１８へ供給される。後置冷却器１８は、対向流でかつ間接熱交換式の熱交換器である。後置冷却器１８において、圧縮空気ｂと給水ライン６１を経由した給水ｋとを伝熱管等を介して間接的に熱交換することにより、圧縮空気ｂを例えば１００℃程度まで冷却すると共に、給水ｋを例えば８０℃程度まで加熱する。尚、図６に示すように、給水ライン６１を経由した給水ｋに、余剰水ライン６９を経由した余剰水ｈを合流させて後置冷却器１８へ供給した方が好ましい。

後置冷却器１８で冷却された圧縮空気ｂは、圧縮空気ライン７０を経由して、空気増湿装置１７へ供給される。一方、後置冷却器１８で加熱された給水ｋも、給水ライン７１を経由して、空気増湿装置１７へ供給される。また、給水ライン７３を経由した給水ｋも、空気増湿装置１７へ供給される。そして、空気増湿装置１７において、給水ライン７１を経由した給水ｋ及び給水ライン７３を経由した給水ｋを滴下すると共に、一方圧縮空気ライン７２を経由した圧縮空気ｂを空気増湿装置１７の下部から上方部へ向かって吹き上げることにより、給水ライン７１を経由した給水ｋ及び給水ライン７３を経由した給水ｋと圧縮空気ライン７２を経由した圧縮空気ｂとを対向流でかつ直接に接触させて、圧縮空気ｂを増湿する。つまり、空気増湿装置１７は、その下方部から流入した圧縮空気ｂがその上方部から流出するまでの間に空気中の湿分を増加させるものである。空気増湿装置１７の内部では、給水ｋが上方から下方に向かって流下し、上方に向かって流れる空気と対向流の状態で直接に接触している。この流下する給水ｋは、水が蒸発する際に蒸発潜熱を失い自分自身の温度が低下するという原理により、上方から流下する給水ｋの温度は下方にゆくほど低下し、空気増湿装置１７の下端（即ち、余剰水ｈの状態）では空気増湿装置１７に流入してきた圧縮空気ｂの温度よりも低くなる。そして余剰水ｈは、排ガスｆから熱回収し、再び空気増湿装置１７の上方に供給される。この熱回収過程において、できるだけ低温域まで回収可能とするためには、熱回収に利用する余剰水ｈの温度が低いほうが好ましい。そして、低い温度の余剰水ｈを得るために空気増湿装置１７へ流入する圧縮空気ｂの温度を低下させる必要があり、それ故、後置冷却器１８が設置されている。

そして、空気増湿装置１７で増湿された圧縮空気ｂは、増湿空気ｃとして、増湿空気５３を経由して、再生器４へ供給される。また、空気増湿装置１７の余剰水ｈの一部は、空気増湿装置１７の下部から排出されて、余剰水ライン６９を経由して、ポンプ３５で昇圧された後、給水ライン６１を経由した給水ｋに合流し、後置冷却器１８へ供給される。

また、空気増湿装置１７の余剰水ｈの一部又は全部は、空気増湿装置１７の下部から排出されて、余剰水ライン６５を経由して、ポンプ３６で昇圧された後、給水ｋとして、給水加熱器９へ供給される。給水加熱器９において、給水ｋと排ガスｆとを熱交換することにより、給水ｋを加熱する。

そして、給水加熱器９で加熱された給水ｋの一部は、給水ライン７２を経由して、ポンプ３７で昇圧された後、排ガス再熱器１１へ供給される。排ガス再熱器１１において、排ガスｆと給水ｋとを熱交換することにより、排ガスｆを例えば１４０℃程度にまで加熱すると共に、給水ｋを例えば７７℃程度にまで冷却する。排ガス再熱器１１で冷却された給水ｋは、給水ライン７４を経由して、再び給水加熱器９に戻される。ここで、排ガス再熱器１１で冷却された給水ｋが戻る給水加熱器９内の位置（即ち、給水加熱器９と給水ライン７４との連結点）は、給水加熱器９で加熱された給水ｋの一部が排出される給水加熱器９内の位置（即ち、給水加熱器９と給水ライン７２との連結点）よりも、給水ｋの流れに沿った上流側（即ち、給水ｋの低温側）であるのが好ましい。

本第２の実施例によれば、排ガス再熱器１１において排ガスｆを加熱する加熱媒体として、給水加熱器９で加熱された給水ｋの一部という液体を使用することにより、加熱媒体として気体を使用することに比較して、伝熱効率が高くなり、伝熱面積が小さくなるので、排ガス再熱器１１をコンパクトにすることができる。これにより、排ガス再熱器１１における排ガスｆの圧力損失を低減することができる。煙突１２における排ガスｆの圧力が決まっているので、排ガス再熱器１１における排ガスｆの圧力損失が低減すると、タービン６の出口部の排ガスｆの圧力を小さくすることができる。よって、タービン６の作動媒体（燃焼ガスｅ）の、タービン６の入口部とタービン６の出口部との圧力差が大きくなるので、タービン６で得られる動力、即ちタービンロータ８の回転力が大きくなり、発電出力を増加することができる。

即ち、空気増湿装置１７として、圧縮空気と水滴とを対向流でかつ直接に接触させる公知の増湿塔を用いたとしても、排ガス再熱器１１において給水ｋの一部を利用して排ガスｆを加熱することにより、排ガスｆの圧力損失が低減するため、発電出力を増加することができる。

尚、本第２の実施例の空気増湿装置１７として、図２〜図５に示した空気増湿装置を用いたとしても、同様の効果を得ることができる。

図７に、本発明の第３の実施例のガスタービン発電設備の系統図を示す。図７中、２２は流量を調節する調節弁、７５及び７６は翼冷却水ｐが流通する翼冷却水ラインを示す。

図１のガスタービン発電設備との違いは、排ガス再熱器１１で冷却された余剰水ｈの一部を用いて、タービン６を冷却した点である。

即ち、排ガス再熱器１１で冷却された余剰水ｈの一部は、翼冷却水ライン７５を経由して、翼冷却水ｐとしてタービン６へ供給される。タービン６において、翼冷却水ｐがタービン静翼等の内部を循環し、タービン静翼等を冷却する。そして、タービン静翼等を冷却することによりタービン６で加熱された翼冷却水ｐは、翼冷却水ライン７６を経由して、給水ライン６１を経由した給水ｋと合流し、空気増湿装置３へ供給される。つまり、タービン静翼等を冷却した後の翼冷却水ｐを用いて、圧縮空気ｂを増湿する。尚、発電出力又はタービン静翼等の温度又は燃焼ガスｅの温度又は当該ガスタービン発電設備の運転状態等の少なくとも１つに基づいて、調節弁２２を制御し、翼冷却水ｐの流量を調節するとよい。

本第３の実施例によれば、上記第１の実施例の効果に加えて、タービン静翼等の効率よく冷却できる。即ち、タービン静翼等の冷却媒体として翼冷却水ｐという液体を使用するため、タービン静翼等を増湿空気ｃにより冷却するよりも、さらには公知の蒸気冷却や公知の空気冷却よりも、伝熱効率がよい。

さらに、タービン静翼等を増湿空気ｃ、公知の蒸気冷却や公知の空気冷却の冷却媒体等は、通常、発電に寄与する空気や蒸気等であるため、これらの空気や蒸気等をタービン静翼等の冷却に利用することにより、発電効率が低下する等の問題があった。しかしながら、本第３の実施例によれば、タービン静翼等の冷却媒体として、発電に寄与しない翼冷却水ｐを利用するため、タービン静翼等の冷却に伴う発電効率の低下を防止することができる。

本発明のガスタービン発電設備は、電力を生産する発電分野に利用する。

本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の系統図。 本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の空気増湿装置の構造図。 本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の他の空気増湿装置の構造図。 本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の他の空気増湿装置の構造図。 本発明の第１の実施例のガスタービン発電設備の他の空気増湿装置の構造図。 本発明の第２の実施例のガスタービン発電設備の系統図。 本発明の第３の実施例のガスタービン発電設備の系統図。

Claims (2)

1. 空気の水蒸気量又は相対湿度又は絶対湿度の少なくとも１つを増加する増湿装置と、前記増湿装置で得た増湿空気と燃料とにより燃焼ガスを発生する燃焼器と、前記燃焼器で発生した燃焼ガスにより駆動するタービンと、前記タービンにより駆動し発電する発電機と、前記タービンから排出された燃焼排ガスの熱により前記増湿装置へ供給する給水を加熱する給水加熱器と、前記給水加熱器から排出された燃焼排ガスを冷却して前記燃焼排ガス中の水分を回収する水回収器とを備えたガスタービン発電設備において、
   前記給水加熱器で加熱されて得た給水の一部により前記水回収器から排出された燃焼排ガスを加熱する排ガス再熱器を備えたことを特徴とするガスタービン発電設備。
2. 空気を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機で得た圧縮空気に水分を付加する増湿装置と、前記増湿装置で得た増湿空気と燃料とにより燃焼ガスを発生する燃焼器と、前記燃焼器で発生した燃焼ガスにより駆動するタービンと、前記タービンにより駆動し発電する発電機と、前記タービンから排出された燃焼排ガスにより前記燃焼器へ供給する前記増湿空気を加熱する再生器と、前記再生器から排出された燃焼排ガスにより前記増湿装置へ供給する給水を加熱する給水加熱器と、前記給水加熱器から排出された燃焼排ガスを冷却して前記燃焼排ガス中の水分を回収する水回収器とを備えたガスタービン発電設備において、
   前記給水加熱器で加熱されて得た給水の一部により前記水回収器から排出された燃焼排ガスを加熱する排ガス再熱器を備え、前記給水加熱器は前記排ガス再熱器から排出された排水を加熱し前記増湿装置へ供給することを特徴とするガスタービン発電設備。

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