JPH10325336A - Gas turbine power generating system - Google Patents
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- JPH10325336A JPH10325336A JP13719597A JP13719597A JPH10325336A JP H10325336 A JPH10325336 A JP H10325336A JP 13719597 A JP13719597 A JP 13719597A JP 13719597 A JP13719597 A JP 13719597A JP H10325336 A JPH10325336 A JP H10325336A
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Abstract
Description
【０００１】[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。The present invention relates to a gas turbine power generation system that generates power using a gas turbine.
【０００２】[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。2. Description of the Related Art Conventionally, a chain cycle system has been known as a power generation system using a gas turbine. This chain cycle system has, for example, a configuration as shown in FIG. Referring to FIG. 3, the system includes a combustor 2, an air compressor 4, a gas turbine 6, and a generator 8. The combustion air supplied to the combustor 2 is supplied to the air compressor 4 through a line 10, and the air compressed by the air compressor 4 is supplied to the combustion chamber 2 through a line 12. Fuel supplied to the combustor 2,
For example, natural gas (city gas) is supplied to the combustor 2 through a line 14. This combustor 2 is also supplied with superheated steam via line 16. The superheated steam supplied to the combustor 2 is generated by an exhaust heat recovery unit 18 (described later).
【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。[0003] The combustor 2 burns fuel in a state where the combustion air from the line 12 and the superheated steam from the line 16 are mixed. Exhaust gas from the combustor 2 is supplied to the gas turbine 6 through a line 20, and the exhaust gas drives the gas turbine 6 to rotate as required. The rotation driving force of the gas turbine 6 is transmitted to the air compressor 4, and the air compressor 4 is rotated, so that the combustion chamber 2 is rotated.
The air supplied to the air is compressed. The gas turbine 6
Is transmitted to the generator 8, and the generator 8 is rotated to generate power.
【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。[0004] Exhaust gas from the gas turbine 6 is supplied to an exhaust heat recovery unit 18 through a line 22. The exhaust heat recovery device 18 includes a feed water preheater 24, a boiler 26, and a superheated steam generator 28. The exhaust gas from the line 22 is supplied to the exhaust heat recovery device 18, that is, the superheated steam generator 28, the boiler 2
6 and the feedwater preheater 24, while so flowing, heats the water from line 30 as follows.
The water supplied through the line 30 is supplied to a water supply preheater 24 and is preheated by the water supply preheater 24. The preheated water is fed to a boiler 26, where it is heated as required. A part of the steam heated by the boiler 26 passes through a line 32 to a superheated steam generator 28.
After being superheated to superheated steam by the superheated steam generator 28, the steam is supplied to the combustion chamber 2 through the line 16.
The remainder of the steam heated in the boiler 26 is sent through a line 34, and the steam sent through the line 34 is used as process steam, for example, in a refrigerator. The exhaust gas flowing through the exhaust heat recovery unit 18 is
The chimney 38 is fed through a line 36 to a chimney 38.
Is released into the atmosphere from
【０００５】[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。In such a chain cycle system, the power generation efficiency is about 37% because of one-stage combustion, and it cannot be said that the efficiency is sufficiently high. Realization of an efficient system was desired.
【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。An object of the present invention is to provide a gas turbine power generation system capable of further increasing power generation efficiency as compared with a chain cycle system.
【０００７】[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。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention provides a first combustor for burning fuel, a second combustor for burning fuel using exhaust gas from the first combustor, and a first combustor for burning fuel using exhaust gas from the first combustor. A first and a second compressor for compressing combustion air to be supplied to the combustor, and a first and a second compressor disposed between the first and the second compressors; An air intercooler for cooling combustion air sent from the compressor to the second compressor, and an exhaust gas from the first combustor for rotating the first and second compression units. A first gas turbine for operating a gas turbine, a second gas turbine rotated by exhaust gas from the second combustor, a generator operated by the second gas turbine, and superheated steam And a superheated steam generator for generating steam. The superheated steam from the superheated steam generator is provided. Is supplied to the first combustor. In the first combustor, fuel is mixed in a state where air for combustion from the second compressor and superheated steam from the superheated steam generator are mixed. Burned, exhaust gas from the first combustor is supplied to the second combustor through the first gas turbine, and in the second combustor, superheated steam is mixed in the exhaust gas. A gas turbine power generation system characterized in that fuel is burned in the gas turbine power generation system.
【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。According to the present invention, the fuel is combusted by the first and second combustors, and the exhaust gas flowing from the first combustor to the second combustor acts on the first gas turbine. The temperature of the exhaust gas supplied to the second combustor can be reduced, thereby reducing the compressed air flow supplied to the first and second combustors, that is, the compressed air flow for suppressing the combustion temperature. be able to. Also, the first
Since the superheated steam from the superheated steam generator is supplied to the combustor, the temperature of the exhaust gas at the inlets of the first and second gas turbines can be suppressed instead of using air. Further, since the air intercooler is provided between the first air compressor and the second air compressor, it is possible to reduce the power for compressing the combustion air and the air flow rate. Since the air flow supplied to the combustor is greatly reduced by two-stage combustion (combustion using two combustors) and supply of superheated steam, the air circulating energy can be reduced and the air circulation can be reduced. The resulting energy loss can also be reduced.
【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。Further, according to the present invention, the first and second combustors burn fuel at a combustion temperature of 900 to 1300 ° C., respectively, and 60 to 75% of the total fuel is burned in the first combustor. And 25 to 40% of the total fuel is combusted in the second combustor.
【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。According to the present invention, since the combustion temperature in the first and second combustors is 900 to 1300 ° C., highly efficient combustion is possible. Also, 60-75% of all fuel
Are combusted by the first combustor and 25 to 40 of the total fuel
% Is burned in the second combustor, so that combustion at a combustion temperature of 900 to 1300 ° C. is possible in the first and second combustors.
【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。In the present invention, the superheated steam may be 400 to
It is a superheated steam of 500 ° C.
【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。According to the present invention, the temperature of the superheated steam is 400
Since it is -500 ° C, the power generation efficiency of the system can be further enhanced.
【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。Further, according to the present invention, the superheated steam generator comprises an exhaust heat recovery unit utilizing exhaust gas from the second gas turbine, and the air intercooler uses the cooling water to form the first heat recovery unit. Cooling the combustion air sent from the compressor to the second compressor, the cooling water from the air intercooler is sent to the exhaust heat recovery unit, the exhaust heat recovery unit, The cooling water from the air intercooler is generated as superheated steam and process steam to be sent to the first combustor.
【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。According to the present invention, since the cooling water for cooling the air in the air intercooler is used for preheating the feedwater, a part that cannot be used for the superheated steam of the feedwater is taken out as process steam. The efficiency of the entire system can be increased.
【００１５】[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。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment of a gas turbine power generation system according to the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
【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。FIG. 1 is a system process diagram schematically showing an embodiment of a gas turbine power generation system according to the present invention.
【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。In FIG. 1, the illustrated gas turbine power generation system includes first and second combustors 52 and 54, first and second air compressors 56 and 58, and first and second gas turbines 60 and 60. 62 are provided. The first and second air compressors 56 and 58 compress the combustion air supplied to the first combustor 52. Air from an air supply (not shown) is supplied through line 64 to a first air compressor 56 where it is compressed (eg, compressed to a low pressure). . The air compressed by the first air compressor 56 is supplied to a second air compressor 58 through a line 66, and is supplied to the second air compressor 58.
After being compressed at (for example, compressed to a high pressure), it is supplied to the first combustor 52 through a line 68. An air intercooler 67 is provided between the first air compressor 56 and the second air compressor 58, that is, on the line 66. The air intercooler 67 cools the air flowing through the line 66 as described later.
【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。The first combustor 52 is supplied with fuel through a line 70 from a fuel supply (not shown). The fuel used in this system may be, for example, natural gas (city gas). Further, superheated steam is supplied to the first combustor 52 through a line 72. The superheated steam is generated by the exhaust heat recovery unit 74 as described later.
【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。In this embodiment, compressed air from line 68, fuel from line 70 and superheated steam from line 72 are supplied to first combustor 52, and first combustor 5
No. 2, the fuel is burned in a state where the combustion air and the superheated steam are mixed. In such a state, the combustion of fuel
For example, there are cases where fuel is burned in an atmosphere where air is present and superheated steam is injected in this combustion state, or where fuel is burned in an atmosphere where air and superheated steam are mixed.
【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。Exhaust gas generated by combustion in the first combustor 52 is supplied to a first gas turbine 60 through a line 76. The first gas turbine 60 is rotationally driven by exhaust gas from the first combustor 52,
The rotational driving force of the first gas turbine 60 is the first and second
Are transmitted to the air compressors 56 and 58. Therefore, the first and second air compressors 56 and 58 are driven to rotate by the first gas turbine 60, and the first and second air compressors 56 and 58 driven to rotate in this manner allow the first and second air compressors 56 and 58 to rotate.
The air supplied to the first combustor 52 is compressed to a high pressure. As described above, since the first and second air compressors 56 and 58 are operated by extracting the energy of the exhaust gas by the first gas turbine 60, the first and second air compressors 56 and 58 are transferred from the first combustor 52 to the second combustor 54. The temperature of the exhaust gas to be supplied is reduced, and this also makes it possible to reduce the air flow rate for suppressing the combustion temperature of the second combustor 54, in other words, the air flow rate supplied to the first combustor 52. it can.
【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。Exhaust gas from the first gas turbine 60 is supplied to the second combustor 54 through a line 78. The exhaust gas includes combustion air and superheated steam, as will be easily understood. Second combustor 5
4 is supplied through line 80 with a portion of the fuel delivered to line 70 from a fuel supply (not shown). Therefore, in the second combustor 54, the fuel is burned in a state where the superheated steam is mixed in the exhaust gas. The combustion temperature of the first and second combustors 52 and 54 is desirably set in the range of 1000 to 1300 ° C. in order to increase the efficiency of the power generation system and increase the power output of the generator 84. To maintain the temperature range, 60-75% of the total fuel from a fuel supply (not shown) is supplied to the first combustor 52, and 25-40% of the total fuel is supplied to the second combustor 52.
Is supplied to the combustor 54.
【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。The exhaust gas from the second combustor 54 is supplied to a second gas turbine 62 through a line 82, and the second gas turbine 62 is driven to rotate by the exhaust gas from the line 82. A generator 84 is attached to the second gas turbine 62, and the rotational driving force of the second gas turbine 62 is transmitted to the generator 84. Therefore,
The generator 84 is rotated by the second gas turbine 62, thereby generating power.
【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。The exhaust gas from the second gas turbine 62 is supplied to an exhaust heat recovery unit 74 through a line 86 and flows through the exhaust heat recovery unit 74. The exhaust heat recovery unit 74 in this embodiment includes a steam superheater 88, a first boiler 9
0, a feed water preheater 92 and a second boiler 94. Steam superheater 88, first boiler 90 and feedwater preheater 92 function as a superheated steam generator for supplying high pressure superheated steam to first combustor 52, and second boiler 94 is generally Function as a process steam generator that generates process steam used for typical equipment, for example, a refrigerator or the like. Process steam is one form of output in this power generation system, and the output is extracted in the form of steam.
【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。The exhaust heat recovery unit 74 is supplied with water from a water supply source (not shown). In this system, water from a water supply passes through line 95 through air intercooler 67.
To the exhaust heat recovery unit 74 through the air intercooler 67 and the line 96. In the air intercooler 67, the first air compressor 56
Heat is exchanged between the compressed air flowing toward the air compressor 58 and the water flowing toward the exhaust heat recovery unit 74. That is, heat from the air compressed by the first air compressor 56 is transmitted to the water supplied to the exhaust heat recovery device 74,
Thus, the temperature of the compressed air flowing to the second air compressor 58 decreases, while the temperature of the water flowing to the exhaust heat recovery device 74 increases. Since the intake intercooler 67 is provided between the first air compressor 56 and the second air compressor 58 to lower the temperature of the compressed air, the combustion temperature of the first combustor 52 is reduced. The air flow rate for suppressing the air pressure can be reduced. Further, since the water exchanged in the air intercooler 67 is sent to the exhaust heat recovery unit 74, the energy exchanged in the air intercooler 67 can be effectively used without being discarded. it can.
【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。The water from line 96 is utilized in waste heat recovery unit 74 as follows. The water heat-exchanged in the air intercooler 67 is sent to a feed water preheater 98 through a line 96, and is sent to a first boiler 90 after being preheated in the feed water preheater 98. It is heated in the boiler 90 and becomes steam. The steam heated by the first boiler 90 is sent to a steam superheater 88, which turns into superheated steam in the steam superheater 88 through the line 72 to the first combustor 5.
Sent to 2. The superheated steam 88 is supplied to the first combustor 52 as described above, and acts to suppress the combustion temperature of the first combustor 52. Since the combustion temperature is suppressed by the superheated steam in this manner, the flow rate of the air supplied to the first combustor 52 can be reduced. As described above, the feed water preheater 92, the first boiler 90, and the steam superheater 88 heat the water (or steam) as required using the exhaust gas from the second gas turbine 62.
【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。Some of the water from line 96 is
Through to the second boiler 94. The line 98 is provided with a pressure reducing valve 100, and the water from the line 96 is sent to the second boiler 94 through the line 98 after being depressurized by the pressure reducing valve 100. Second boiler 94
Heats the water from line 98 and the steam generated by the heating is withdrawn as process steam through line 102. As described above, the second boiler 94 heats water as required using the exhaust gas from the second gas turbine 62. As described above, since the superheated steam and the process steam are generated by using the exhaust gas from the second gas turbine 62, it is possible to reduce waste of energy of the exhaust gas.
【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。The exhaust gas from the exhaust heat recovery unit 74 flows to a chimney 106 through a line 104, and the chimney 106
Is released into the atmosphere from Exhaust gas discharged from the chimney 106 cannot effectively use energy in this power generation system, and becomes energy discharged outside the system.
【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。In the above-described power generation system, in order to increase the power generation output of the power generator 84, for example, it is desirable to set conditions as follows. Table 1 shows a power generation output of the power generator 84 under each condition of the power generation system, and shows a calculation result of a simulation performed by the inventor of the present invention. In Table 1, the temperature of the combustion exhaust gas (exhaust gas in the line 76) at the inlet of the first gas turbine 70 is abbreviated as “TIT”, and in this simulation, this temperature is the input of the second gas turbine 62. Is set to be the same as the temperature of the combustion exhaust gas (exhaust gas of the line 82).
【００２９】[0029]
【表１】 [Table 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。Referring to Table 1, when examining the combustion temperatures of the first and second combustors 52 and 54, those combustion temperatures become 1000 ° C. or higher (the temperature of the superheated steam becomes 45 ° C.).
At 0 ° C. and under the condition that the inlet pressure of the first combustor 52 is 4.1 MPa), the power output of the generator 84 exceeds 7500 kW and the air supplied to the first combustor 52 The flow rate is less than 3600 kg / h, and therefore, as will be explained later, the energy loss of the system is reduced and the power output of the generator 84 is increased. Then, as the inlet combustion temperature (TIT) of the first gas turbine 60 increases, the power generation output of the generator 84 increases, and the flow rate of air supplied to the first combustor 52 also decreases, resulting in further energy loss. And the power generation output of the generator 84 can be increased. When the combustion temperature exceeds 1300 ° C., the gas turbines 60, 62
It becomes impossible to use a relatively inexpensive material having excellent heat resistance and to be very expensive as a power generation system. Therefore, it is desirable to set the combustion temperature of the first and second combustors 52 and 54 in the range of 1000 to 13000 ° C.
【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。Considering the inlet pressure of the first combustor 52, the inlet pressure of the first combustor 52 is 4.1M.
When the temperature of the superheated steam exceeds 450 ° C. (under the condition that the temperature of the superheated steam is 450 ° C. and the combustion temperature of the first and second combustors 52 and 54 is 1000 ° C.), the power generation output of the generator 84 is about 7600 kW. As described above, there is almost no change. Therefore, it is desirable to set the inlet pressure of the first combustor 52 to 4.1 MPa.
【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。Further, when examining the temperature of the superheated steam, if the temperature exceeds 400 ° C., the power generation output of the generator 84 exceeds 7500 kW and the output becomes large. Therefore, the temperature of the superheated steam is set in the range of 400 to 500. When the temperature is set to substantially 450 ° C., the power generation output of the generator 84 is maximized, and therefore, it is substantially 4 ° C.
It is most desirable to set it to 50 ° C.
【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。Table 2 shows calculation results obtained by simulating various loss evaluations in various power generation systems.
The “two-stage combustion steam injection” in Table 2 is a power generation system as shown in FIG.
Means that in the power generation system shown in FIG.
4 is a power generation system in which a dedicated steam turbine and a generator generated by the steam turbine are added in place of the supply of superheated steam by “4. The combustor 54 and the second gas turbine 62 are omitted, and the generator 84 is operated by the first gas turbine 60.
Further, the “chain cycle” is the chain power generation system shown in FIG.
【００３４】[0034]
【表２】 [Table 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。From Table 2, it can be understood that the power generation output of "two-stage combustion steam injection" is larger than other power generation systems, and the power generation efficiency is high. In addition, looking at only the power generation output, “two-stage combustion combined” is replaced by “two-stage combustion steam injection”.
However, the "two-stage combustion combined" requires separate steam turbines and generators, thus significantly increasing the cost of the overall system. Therefore, "two-stage combustion steam injection" is very advantageous as compared with the power generation output of the power generator 84 in consideration of the cost. Also,
From Table 2, the loss of the power generation system including the loss due to the combustion is very small in “two-stage combustion steam injection”, and the power generation end output of the generator 84 is 43.4% of the total chemical energy. It will be appreciated that the system is very energy efficient.
【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。FIG. 2 shows an exergy evaluation diagram of the power generation system shown in FIG. 1, and FIG. 4 shows an exergy evaluation diagram of the power generation system shown in FIG. Figure 2 with Table 2
As can be understood from FIG. 4 and FIG. 4, in the “two-stage combustion steam injection” (the power generation system in FIG. 1), the energy consumed in the high-pressure high-temperature air circulation is very small, 22.6%. This is because the air flow supplied to the first combustor 52 is suppressed by injection of superheated steam, cooling by the air intercooler 67, and the like. As a result, a high efficiency of 43.4% can be obtained as the power output of the power generator 84. On the other hand, for example, in the "Chen cycle",
35.6% of energy consumed for high pressure and high temperature air circulation
Therefore, only 36.9% efficiency can be obtained as the power output of the generator 8.
【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。The exergy evaluation diagrams of FIGS. 2 and 4 were obtained when the following conditions were set in the power generation systems of FIGS. 1 and 3. That is, the exergy evaluation diagram of FIG. 2 shows that the fuel from the fuel supply source (not shown) is 1250 kg / h and 1490 Nm 3 /
h, 40 kg / cm 2 G, 160 ° C., the supply amount of 838 kg / h is supplied to the first combustor 52, and the remaining supply amount is supplied to the second combustor 54, 412 kg / h. I do. Further, air from an air supply source (not shown)
It is supplied to the first air compressor 56 at 5400 kg / h, 27500 Nm 3 / h and 15 ° C., and the first air compressor 56 increases the pressure to 5.4 kg / cm 2 G and 256 ° C. The mixture is cooled to 35 ° C. by the intercooler 67 and then supplied to the first combustor 52 at 40 kg / cm 2 G and 305 ° C. The first combustor 52 burns at 1000 ° C., and during this combustion, superheated steam from the steam superheater 88 is injected at 7990 kg / h, 40 kg / cm 2 G, and 450 ° C. In the first gas turbine 60, the temperature of the exhaust gas is reduced to 710 ° C. In the second combustor 54, the fuel is burned at 1000 ° C., and the exhaust gas from the second combustor 54 generates a power output of 7600 kW. Thereby, the temperature of the exhaust gas is set to 5 in the second gas turbine 62.
Lowers to 60 ° C. Water from a water supply (not shown)
3 kg / cm 2 G, supplied at 15 ° C., air intercooler 6
9500kg / h, 42kg / cm after heat exchange at 7
It is sent to the exhaust heat recovery unit 74 at 2 G and 205 ° C. Then, from the second boiler 94, 1510 kg / h, 5 kg
/ Cm 2 G, process steam at 160 ° C., and 44700 kg / h, 0 kg / cm 2 G,
Exhaust gas at 180 ° C is exhausted.
【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。On the other hand, the exergy diagram of FIG.
In the power generation system shown in FIG. 3, fuel from a fuel supply source (not shown) is supplied at 1250 kg / h and 1490 Nm 3 /
h, 12 kg / cm 2 G at 15 ° C. Also, the air from an air supply source (not shown) is
g / h, 49800 Nm 3 / h, air compressor 4 at 15 ° C.
And the compressed air which has been raised to 384 ° C. by the air compressor 4 is supplied to the combustor 2. 1 in combustor 2
At this time, the superheated steam from the steam superheater 28 is cooled to 9800 kg / h, 12 kg / cm 2 G,
Inject at 478 ° C. Then, a power generation output of 6450 kW is obtained by the exhaust gas from the combustor 2. As a result, the temperature of the exhaust gas in the gas turbine 6 decreases to 518 ° C. 9800 kg of water from a water source (not shown)
/ H, 20 kg / cm 2 G, at 15 ° C., is supplied to the exhaust heat recovery unit 18, and this water is used to generate superheated steam, while 75200 kg / h, 0 kg / cm 2 G,
Exhaust gas at 159 ° C. is exhausted.
【００３９】[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。According to the power generation system of the first aspect of the present invention, the fuel is combusted by the first and second combustors, and the exhaust gas flowing from the first combustor to the second combustor is discharged to the second combustor. Acting on the first gas turbine, the temperature of the exhaust gas supplied to the second combustor can be reduced, whereby the flow rate of compressed air supplied to the first and second combustors, that is, the combustion temperature The compressed air flow rate for suppressing the air pressure can be reduced. Further, since the superheated steam from the superheated steam generator is supplied to the first combustor, the temperature of the exhaust gas at the inlets of the first and second gas turbines can be suppressed instead of using air. Can be.
Further, since the air intercooler is provided between the first air compressor and the second air compressor, it is possible to reduce the power for compressing the combustion air and the air flow rate. Since the air flow supplied to the combustor is greatly reduced by the two-stage combustion (combustion using two combustors) and the supply of superheated steam, the circulating energy of the air can be reduced and the air circulation can be reduced. The resulting energy loss can also be reduced.
【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。Further, according to the power generation system of the second aspect of the present invention, the combustion temperature in the first and second combustors is 90.
Since the temperature is 0 to 1300 ° C., highly efficient combustion is possible. Also, since 60 to 75% of the total fuel is burned by the first combustor and 25 to 40% of the total fuel is burned by the second combustor, the combustion temperature in the first and second combustors is increased. 9
Combustion at 00 to 1300 ° C becomes possible.
【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。According to the power generation system of the third aspect of the present invention, since the temperature of the superheated steam is 400 to 500 ° C.,
The power generation efficiency of the system can be further increased.
【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。Further, according to the power generation system of the present invention, since the cooling water for cooling the air in the air intercooler is used for preheating the feedwater, a part that cannot be used for the superheated steam of the feedwater is used. Withdrawn as process steam, which can increase the efficiency of the overall system.
【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。FIG. 1 is a system process diagram schematically illustrating an embodiment of a power generation system according to the present invention.
【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。FIG. 2 is an exergy evaluation diagram in the power generation system of FIG.
【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。FIG. 3 is a system process diagram schematically showing a conventional power generation system (a chain power generation system).
【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。FIG. 4 is an exergy evaluation diagram in the power generation system of FIG. 3;
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 52 First combustor 54 Second combustor 56 First air compressor 58 Second air compressor 60 First gas turbine 62 Second gas turbine 67 Air intercooler 74 Exhaust heat recovery unit 84 Power generation Machine
フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 ＦＩ Ｆ０２Ｃ 6/18 Ｆ０２Ｃ 6/18 Ａ Ｚ 7/143 7/143 Continued on the front page (51) Int.Cl. 6 identification code FI F02C 6/18 F02C 6/18 AZ 7/143 7/143
Claims (4)
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。1. A first combustor for burning fuel, a second combustor for burning fuel using exhaust gas from the first combustor, and a combustion for feeding to the first combustor. First and second compressors for compressing the working air;
An air intercooler disposed between the compressor and the second compressor, for cooling combustion air sent from the first compressor to the second compressor, A first gas turbine rotated by exhaust gas from the first combustor to operate the first and second compressors;
A second gas turbine rotated by exhaust gas from the second combustor, a generator operated by the second gas turbine, and a superheated steam generator that generates superheated steam, The superheated steam from the steam generator is sent to the first combustor, where the combustion air from the second compressor and the superheated steam from the superheated steam generator are supplied to the first combustor. The fuel is burned in a mixed state, and the exhaust gas from the first combustor is supplied to the second combustor through the first gas turbine. A gas turbine power generation system characterized in that fuel is burned in a state where superheated steam is mixed in the gas turbine.
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。2. The first and second combustors burn fuel at a combustion temperature of 900 to 1300 ° C., respectively, and 60 to 75% of the total fuel is burned in the first combustor. The gas turbine power generation system according to claim 1, wherein 25 to 40% of fuel is burned in the second combustor.
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。3. The gas turbine power generation system according to claim 1, wherein the superheated steam is superheated steam at 400 to 500 ° C.
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。4. The superheated steam generator includes an exhaust heat recovery device that uses exhaust gas from the second gas turbine, and the air intercooler uses the cooling water to form the first superheated steam generator.
Cooling the combustion air sent from the compressor to the second compressor, the cooling water from the air intercooler is sent to the exhaust heat recovery unit, the exhaust heat recovery unit, The gas turbine power generation system according to any one of claims 1 to 3, wherein cooling water from the air intercooler is generated into superheated steam and process steam to be sent to the first combustor.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13719597A JPH10325336A (en) | 1997-05-27 | 1997-05-27 | Gas turbine power generating system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13719597A JPH10325336A (en) | 1997-05-27 | 1997-05-27 | Gas turbine power generating system |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10325336A true JPH10325336A (en) | 1998-12-08 |
Family
ID=15193027
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13719597A Pending JPH10325336A (en) | 1997-05-27 | 1997-05-27 | Gas turbine power generating system |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH10325336A (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP2006520442A (en) * | 2003-03-13 | 2006-09-07 | アンスティテュ フランセ デュ ペトロール | Cogeneration method and apparatus for gas turbine with post-combustion chamber |
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-
1997
- 1997-05-27 JP JP13719597A patent/JPH10325336A/en active Pending
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