JPS6278407A - Operating method for complex cycle plant - Google Patents
Operating method for complex cycle plantInfo
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- JPS6278407A JPS6278407A JP21788485A JP21788485A JPS6278407A JP S6278407 A JPS6278407 A JP S6278407A JP 21788485 A JP21788485 A JP 21788485A JP 21788485 A JP21788485 A JP 21788485A JP S6278407 A JPS6278407 A JP S6278407A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明は、ガスタービンと、ガスタービン排熱を熱源と
する排熱回収ボイラと、このボイラで発生した蒸気を作
動媒体とする蒸気タービンとから構成される複合サイク
ルプラントの運転方法に関するものである。[Detailed Description of the Invention] [Field of Application of the Invention] The present invention relates to a gas turbine, an exhaust heat recovery boiler that uses gas turbine exhaust heat as a heat source, and a steam turbine that uses steam generated in this boiler as a working medium. The present invention relates to a method of operating a combined cycle plant constructed as described above.
ガスタービンの排熱回収ボイラを仲立ちとし、蒸気ター
ビンとガスタービンとを組み合せたプラントは、蒸気タ
ービンもしくはガスタービン単独のプラントに比べ熱効
率が良いことが知られている。そして、複合プラントの
総合出力が、ガスタービンの吸気温度に応じて変化する
ことも知られている。第２図は、ガスタービンの吸気温
度に応じて複合サイクルプラントのベース運転出力が変
化する状態を示している。吸気温度が低い程、総合出力
が大きくなる理由は、ガスタービンの燃焼ガス温度は、
上限値が抑えられており、外気温の変動にかかわらずほ
ぼ一定になっているが、外気温度が低い程、ガスタービ
ンには、多量の燃料が投入されることになり、大気温度
までの熱落差も大きくなるので、プラント全体の出力は
上昇する。It is known that a plant that combines a steam turbine and a gas turbine using a gas turbine exhaust heat recovery boiler as an intermediary has higher thermal efficiency than a plant that uses only a steam turbine or a gas turbine. It is also known that the total output of a combined plant varies depending on the intake air temperature of the gas turbine. FIG. 2 shows a state in which the base operating output of the combined cycle plant changes depending on the intake air temperature of the gas turbine. The reason why the lower the intake air temperature, the higher the total output is, the combustion gas temperature of the gas turbine is
The upper limit value is suppressed and remains almost constant regardless of fluctuations in outside temperature, but the lower the outside temperature, the more fuel is input to the gas turbine, and the heat up to atmospheric temperature is reduced. Since the head also increases, the output of the entire plant increases.
一方、プラント全体の総合効率は、大気温度の上昇につ
れて良くなる。この理由については後で説明する。On the other hand, the overall efficiency of the entire plant improves as the atmospheric temperature increases. The reason for this will be explained later.
大容量の発電プラントでは、安全性の観点がらプラント
の認可出力の制限があり、ある定められた条件で定めら
れた出力以上の出力で運転してはならないことになって
いる。今、第２図において、大気湿度Ｔｏ時のベース運
転出力Ｗｏが認可出力として定められている場合、大気
温度がＴｏより低くなる゛と、プラントの出力をＷｏに
保つように制御がなされるので１例えば、大気温度Ｔ１
では、ベース運転出力Ｗｌ をＷｏまで落した部分負荷
運転を強いられることになる。そのため、総合効率η工
からη工′ に低下し、Ｔｏの効率もη０に比べて低下
する。In large-capacity power generation plants, there are restrictions on the authorized output of the plant from the viewpoint of safety, and it is prohibited to operate at an output higher than the output specified under certain specified conditions. Now, in Fig. 2, if the base operating output Wo at atmospheric humidity To is determined as the authorized output, when the atmospheric temperature becomes lower than To, the plant output is controlled to be kept at Wo. 1 For example, atmospheric temperature T1
In this case, partial load operation will be forced with the base operating output Wl reduced to Wo. Therefore, the overall efficiency decreases from η to η, and the efficiency of To also decreases compared to η0.
一方、大気温がＴｏより高い場合には、常にベース運転
出力が、認可出力Ｗｏよりも小さい為に、プラントはベ
ース運転を継続できる。On the other hand, when the atmospheric temperature is higher than To, the base operating output is always smaller than the authorized output Wo, so the plant can continue base operation.
すなわち、複合発電プラントの問題点は、大気温度が低
くなるとプラント総合効率が悪くなること、更に、認可
出力点よりも低い大気温度では、プラントは、常に部分
負荷運転を強いられるため総合効率が一層悪くなること
である。In other words, the problem with combined cycle power plants is that the overall efficiency of the plant deteriorates as the atmospheric temperature decreases, and furthermore, when the atmospheric temperature is lower than the authorized output point, the plant is forced to operate at partial load, which further reduces the overall efficiency. It's going to get worse.
したがって、もし、比較的少ないエネルギーロスで、ガ
スタービン圧縮機の入口空気の温度を上昇させることが
できるなら、効率改善が可能である。Therefore, efficiency improvements are possible if the temperature of the gas turbine compressor inlet air can be increased with relatively little energy loss.
従来、ガスタービン圧縮機の入口空気を加熱するシステ
ムとしては、アンチアイシングとして知られている。こ
のシステムは、大気温度がマイナスになるような冬期に
、圧縮機入口で凍結が起るのを防止するためのもので、
第３Ａ図及び第３Ｂ図にその代表的なシステム構成を示
している。Conventionally, a system for heating the inlet air of a gas turbine compressor is known as anti-icing. This system is designed to prevent freezing at the compressor inlet during the winter when atmospheric temperatures drop below zero.
A typical system configuration is shown in FIGS. 3A and 3B.
第３Ａ図は、圧縮機２の吐出空気３を一部分岐して、吸
気系統１に戻し、吸気温度を凍結点以上に上昇させるも
のである。In FIG. 3A, part of the discharged air 3 of the compressor 2 is branched off and returned to the intake system 1 to raise the temperature of the intake air above the freezing point.
また、第３Ｂ図は、燃焼器５で生成した燃焼ガス６がタ
ービン７で仕事をし、温度の下った排気ガス８の一部を
吸気系統１に戻すものである・いずれのシステムにあっ
ても、大気温が凍結点以下になったことを検出してａｇ
！１弁１４弁開４て加熱流体を吸気に混合する。In addition, in Fig. 3B, the combustion gas 6 generated in the combustor 5 does work in the turbine 7, and a part of the exhaust gas 8 whose temperature has decreased is returned to the intake system 1. It also detects that the atmospheric temperature has fallen below the freezing point and activates the ag
! 1 valve 14 valves open 4 to mix the heated fluid with the intake air.
これらのシステムは、大気温度低下による吸気系統の凍
結防止及びガスタービンの安全運転が目的であり、効率
向上や出力保持をねらったものではなく、凍結温度以上
になると調整弁１４は閉じられていた。The purpose of these systems is to prevent the intake system from freezing due to a drop in atmospheric temperature and to safely operate the gas turbine. They are not intended to improve efficiency or maintain output, and the regulating valve 14 is closed when the temperature exceeds freezing temperature. .
本発明の目的は、複合サイクルプラントにおいて、大気
温度が、低い状態でも、できる限りベース負荷に近い状
態で運転するための制御方法を提供することにある。An object of the present invention is to provide a control method for operating a combined cycle plant as close to base load as possible even when the atmospheric temperature is low.
更に、本発明の目的は、吸気温度を上昇したときの効率
向上からベース負荷で運転するために必要な吸気加熱の
エネルギーロスによる効率低下の差を最大とする制御方
法を提供することにある。A further object of the present invention is to provide a control method that maximizes the difference between efficiency improvement when the intake air temperature is raised and efficiency reduction due to energy loss in intake air heating required for operation at base load.
本発明は、プラントの認可出力点に対応ず大気温度より
も実際の大気温が低い場合には、ガスタービン圧縮機の
吸気を、認可出力点に対応する大気温度まで加熱するよ
うにしたことを特徴とする。The present invention provides that when the actual atmospheric temperature is lower than the atmospheric temperature and does not correspond to the authorized output point of the plant, the intake air of the gas turbine compressor is heated to the atmospheric temperature that corresponds to the authorized output point. Features.
更に、吸気加熱に要するエネルギーロスに基づく総合効
率の低下と、吸気加熱により得られる効率向上分とを計
算し、効率向上分から、低下分を差し引いた差が最大と
なる温度まで、吸気を加熱するようにしたことを特徴と
する。Furthermore, the reduction in overall efficiency due to the energy loss required for heating the intake air and the efficiency improvement obtained by heating the intake air are calculated, and the intake air is heated to the temperature at which the difference between the efficiency improvement and the reduction is maximized. It is characterized by the following.
本発明の詳細な説明する前に、大気温度の上昇につれて
、プラント総合効率が向上することを第４図について説
明する。第４図において、ガスタービン単体効率１７は
、大気温度が高くなる程低下し、この特性は、一般には
公伸であるか、その理由はガスタービン圧縮機が容積型
であるため吸気温が上昇すると空気密度が小さくなり、
吸気の重量流量が減少することによるものである。Before explaining the present invention in detail, it will be explained with reference to FIG. 4 that as the atmospheric temperature increases, the overall efficiency of the plant improves. In Fig. 4, the gas turbine unit efficiency 17 decreases as the atmospheric temperature increases, and this characteristic is generally a general rule, or the reason is that the gas turbine compressor is a positive displacement type, and as the intake temperature increases. air density decreases,
This is due to a decrease in the weight flow rate of intake air.
この吸気重量の減少傾向は、同図のガスタービン排気流
量１９の傾向にほぼ一致し、結局ガスタ−ビンの通過ガ
ス量が減った分、出力が低下し、効率も低下する。This decreasing trend in the intake weight almost matches the trend in the gas turbine exhaust flow rate 19 shown in the figure, and as a result, the output and efficiency decrease as the amount of gas passing through the gas turbine decreases.
このように、ガスタービンだけの単純サイクルでは、圧
縮機の吸気温度を上昇させることは、出力、効率の低下
をまねくことになり、従来から吸気温度を下げることに
努力が払われてきた。As described above, in a simple cycle using only a gas turbine, increasing the intake air temperature of the compressor leads to a decrease in output and efficiency, and efforts have been made to lower the intake air temperature.
ところが、ガスタービンと蒸気タービンとを組み合せた
複合サイクルプラントにおいては、プラント総合効率１
６は、大気温度の上昇により、向上するということが判
った。However, in a combined cycle plant that combines a gas turbine and a steam turbine, the overall plant efficiency is 1.
6 was found to improve with an increase in atmospheric temperature.
その理由を説明する。第４図において、大気温度が上昇
するとガスタービン排気温度１８が上昇し、排気流量１
９は減少する。この排気温度１８゜排気流量１９が蒸気
タービンの出力に及ぼす影響は、第５Ａ図、第５Ｂ図に
示す通りで、いずれも排気温度、排気流量が増加すれば
、排熱回収ボイラの蒸発量が増えて蒸気タービンの出力
が増大する。排熱回収ボイラは、ガスタービンの排ガス
を熱源としているため、それ自身では、燃料を使用しな
いので、出力が大きい程、効率が良くなる。Let me explain the reason. In FIG. 4, when the atmospheric temperature rises, the gas turbine exhaust temperature 18 rises, and the exhaust flow rate 1
9 decreases. The influence of this exhaust temperature of 18° and exhaust flow rate 19 on the output of the steam turbine is as shown in Figures 5A and 5B. This increases the output of the steam turbine. Since the exhaust heat recovery boiler uses the exhaust gas of the gas turbine as its heat source, it does not use fuel by itself, so the higher the output, the better the efficiency.
第４図の特性では、排気流量１９は、大気温度の上昇に
より、少なくなるが、排気温度の」二昇による蒸気ター
ビンの出力増大の方が排気流量の低下による出力低下よ
りも大きくなり、蒸気タービンの効率は、第４図に蒸気
タービン効率２０として示す如く、右上りの特性を示す
。すなわち、大気温度上昇によるガスタービンの排気温
度の上昇が著しく大きいため、蒸気タービンの出力増加
に伴う効率向上分が、排気流量の減少による蒸気タービ
ンの出力の減少による効率低下分と、大気温上昇による
ガスタービンの効率低下分を考慮しても、総合効率が増
加側にあるからである。In the characteristics shown in Fig. 4, the exhaust flow rate 19 decreases due to the rise in atmospheric temperature, but the increase in the output of the steam turbine due to the increase in the exhaust temperature is greater than the decrease in output due to the decrease in the exhaust flow rate. The efficiency of the turbine exhibits an upward trend as shown in FIG. 4 as steam turbine efficiency 20. In other words, the increase in gas turbine exhaust temperature due to the rise in atmospheric temperature is extremely large, so the efficiency improvement due to the increase in steam turbine output is equal to the efficiency decrease due to the decrease in steam turbine output due to the decrease in exhaust flow rate, and the increase in atmospheric temperature. This is because the overall efficiency is on the increasing side even if the decrease in efficiency of the gas turbine is taken into account.
第１図に本発明の一実施例を示す。 FIG. 1 shows an embodiment of the present invention.
基本的構成は、従来型の複合発電設備と同様で、ガスタ
ービン７と蒸気タービン１２を、排熱回収ボイラ９で結
合し、発電機１４を駆動する。The basic configuration is similar to a conventional combined power generation facility, in which a gas turbine 7 and a steam turbine 12 are coupled by an exhaust heat recovery boiler 9, and a generator 14 is driven.
ガスタービン圧縮機２に入る吸気１を加熱する系統とし
て、蒸気タービン１２からの抽気蒸気ライン１５を備え
ている。このライン１５に！５整弁３ｏが設けら調整弁
３ｏは制御器３１により制御される。A steam extraction line 15 from the steam turbine 12 is provided as a system for heating the intake air 1 entering the gas turbine compressor 2. On this line 15! 5 regulating valves 3o are provided, and the regulating valves 3o are controlled by a controller 31.
この蒸気は、高圧主蒸気系、低圧蒸気系いずれから抽気
しても良く、抽気量を加減することにより適正な吸気温
度が得られる。This steam may be extracted from either the high-pressure main steam system or the low-pressure steam system, and an appropriate intake air temperature can be obtained by adjusting the amount of extracted air.
従来プラントの問題点は、総合効率が大気温度に支配さ
れている為、気温が低い程、効率が悪くなるという点に
ある。The problem with conventional plants is that overall efficiency is controlled by atmospheric temperature, so the lower the temperature, the worse the efficiency.
これを改善する方法を第２図で説明する。A method for improving this will be explained with reference to FIG.
まず、認可出力点に対応する大気温度ＴＯより気温の低
い場合、Ｔ１時を考える。総合出力はＷＯ（認可出力）
に制限されているから、このままではプラントは部分負
荷運転となり、効率、出力共。First, consider time T1 when the air temperature is lower than the atmospheric temperature TO corresponding to the authorized output point. The total output is WO (authorized output)
If this continues, the plant will operate at partial load, both in terms of efficiency and output.
破線上を変化する。Changes on the dashed line.
Ｔ１時、出力はＷｌからＷＯへ制限される為、効率はη
１からη１′ へ落ちる。At T1, the output is limited from Wl to WO, so the efficiency is η
1 to η1'.
ここで、本発明の吸気加熱システムにより、吸気温度を
Ｔ１よりＴＯへ上昇させると、出力はＷＯを保持しつつ
、プラント効率が、破線上η１′ からη０へ大幅に改
善される。Here, when the intake air temperature is raised from T1 to TO using the intake air heating system of the present invention, the plant efficiency is significantly improved from η1' to η0 on the broken line while the output is maintained at WO.
次に、Ｔｏより気温が高い範囲を考える。Next, consider a range where the temperature is higher than To.
この時は、総合出力が常にＷｏより小さい為、プラント
はベース運転を継続できる。すなわち、出力、効率共、
実線上を移行する。At this time, the plant can continue base operation because the total output is always smaller than Wo. In other words, both output and efficiency,
Transition on the solid line.
仮に、必要出力をＷｚ気温ＴＯとすると、プラントをＴ
ｏ点（出力Ｗｏ＋効率η０）で運転するよりも、吸気温
度を必要出力点Ｗｚ（吸気温度Ｔｚ。If the required output is Wz temperature TO, then the plant is
Rather than operating at point o (output Wo+efficiency η0), the intake air temperature is reduced to the required output point Wz (intake air temperature Tz.
効率η２）まで上昇させて運転する方が効率が良くなる
。Efficiency will be better if the efficiency is increased to η2).
つまり、本発明の吸気加熱システムでＴＯからＴ２へ吸
気温度を上昇することで、総合効率がηＯからη２へと
改善されることが判る。In other words, it can be seen that by increasing the intake air temperature from TO to T2 with the intake air heating system of the present invention, the overall efficiency is improved from ηO to η2.
次に、油気量のプラント性能に与える影響を考察する。Next, we will consider the influence of oil amount on plant performance.
第６図に、吸気温度上昇と油気量、第７図に、蒸気ター
ビン出力変動と抽気量の関係を示す。FIG. 6 shows the relationship between intake air temperature rise and oil amount, and FIG. 7 shows the relationship between steam turbine output fluctuation and extracted air amount.
蒸気を高圧主蒸気から導くか、低圧蒸気から導くかによ
り油気量、上昇温度、出力変動が異なる。The amount of oil, temperature rise, and output fluctuation vary depending on whether steam is led from high-pressure main steam or low-pressure steam.
主蒸気油気の場合、吸気を７℃上昇するのに要する抽気
量は、入口空気比で０．２１ ％、この時、蒸気タービ
ンの出力減少は１．８ ％で、プラント総出力比で０．
６ ％の出力減少となり、吸気加熱用に抽気しても実
用上何ら問題ないことが判る。In the case of main steam oil and air, the amount of extracted air required to raise the intake air by 7°C is 0.21% in inlet air ratio, and at this time, the steam turbine output reduction is 1.8%, which is 0 in total plant output ratio. ．．
The output was reduced by 6%, which shows that there is no practical problem even if the air is extracted for intake air heating.
同様に低圧蒸気から抽気する場合、吸気の７℃上昇に要
する抽気量は、０．２６ ％、出力減少は蒸気タービン
が１％、プラント総出力比で０．３ ％である。Similarly, when extracting air from low-pressure steam, the amount of extracted air required to raise the intake air by 7°C is 0.26%, and the output reduction is 1% for the steam turbine, which is 0.3% in terms of the total plant output ratio.
この様に、油気によるプラント出力低下は１％にも未た
ず、又、油気量も低Ｎ Ｏｘ化のため燃焼器への蒸気噴
射システムで最大３％（入口空気比）まで注入すること
を考慮すれば、本システムは充分実現性のあることが理
解できる。In this way, the drop in plant output due to oil is less than 1%, and in order to reduce the amount of oil and NOx, a maximum of 3% (inlet air ratio) is injected into the combustor using the steam injection system. Taking this into account, it can be seen that this system has sufficient feasibility.
以上の説明は、総合効率が大気温度の上昇により、一様
に向上することを前提として説明したが実際には効率向
上には限界がある。The above explanation has been made on the premise that the overall efficiency improves uniformly as the atmospheric temperature increases, but in reality there is a limit to efficiency improvement.
第８図は、第２図よりも更に圧縮機の入口温度を高くし
た領域でプラント総合出力と効率とを実測したもので、
各特性は実線にて示す如く、計算での予測値（＃′１線
）から低下する。したがって総合効率が予測値よりも低
下する温度以上に入口温度を上昇させることは、加熱の
ためのエネルギーロスは増えるのに対し、効率は改善さ
れないのでマイナスの結果となる。Figure 8 shows actual measurements of the overall plant output and efficiency in a region where the compressor inlet temperature is higher than in Figure 2.
As shown by the solid lines, each characteristic decreases from the calculated predicted value (line #'1). Therefore, increasing the inlet temperature beyond the temperature at which the overall efficiency decreases below the predicted value will have a negative result, since the energy loss for heating will increase but the efficiency will not be improved.
そして、効率が低下する温度は、プラントの負荷により
異り、負荷が小さい程、低い温度となる傾向がある。The temperature at which efficiency decreases varies depending on the load of the plant, and the smaller the load, the lower the temperature tends to be.
したがって、吸気温度は、効率改善の限界温度Ｔ、より
も低く抑えることが好ましい。この限界温度は、予めそ
のプラントについて実測により求めておくことができる
。Therefore, it is preferable to keep the intake air temperature lower than the limit temperature T for efficiency improvement. This limit temperature can be determined in advance by actual measurements for the plant.
また、総合効率の特性も実験的に求めておき、第１図の
制御器３１に制御データとして与えておくことができる
。Further, the characteristics of the overall efficiency can also be determined experimentally and given to the controller 31 in FIG. 1 as control data.
次に制御器３１内での制御について説明する。Next, control within the controller 31 will be explained.
制御器には、プラント負荷Ｌｉと大気温度Ｔ＾が取り込
まれ、現在のプラント効率η＾を計算する。The plant load Li and atmospheric temperature T^ are taken into the controller, and the current plant efficiency η^ is calculated.
この効率の計算は、公知の方法で行う。次に一定温度Δ
Ｔだけ、吸気温度を上昇させたときのプラント効率ηΔ
Ｔｌ を予め求めた特性曲線より求め、次に吸気を八Ｔ
だけ上昇させるために必要な熱量ロスによるプラント効
率の低下分η′△ＴＸを計算し、次に、効率改善分ηｘ
ｉを次式より計算する。This efficiency calculation is performed using a known method. Then constant temperature Δ
Plant efficiency ηΔ when the intake air temperature is increased by T
Determine Tl from the characteristic curve determined in advance, then adjust the intake air to 8T.
Calculate the decrease in plant efficiency due to heat loss required to increase
Calculate i using the following formula.
ηｘ１＝ η ΔＴ１− （ηΔ＋ η ′ ΔＴｌ
）次に、吸気温度を２ΔＴだけ上昇させたときのη△Ｔ
４ 、 η′ΔＴ２を同様にして求め、改善分ηｘ２を
計算し、次々に、限界温度Ｔｔに達するまでηｘ０を計
算し、求められたηｘｉ、η×２・旧・・η。の中で最
大となる温度を求める。ηx1= η ΔT1− (ηΔ+ η ′ ΔTl
) Next, η△T when the intake air temperature is increased by 2ΔT
4. Obtain η'ΔT2 in the same way, calculate the improvement ηx2, calculate ηx0 one after another until reaching the limit temperature Tt, and obtain the obtained ηxi, η×2・old...η. Find the maximum temperature among them.
この温度が、プラント負荷Ｌｄ、大気温度Ｔ＾において
、最も効率良く、運転できる吸気温度となる。吸気温度
が定まれば、Ｆｇ整弁３ｏの開度を調整して５低給機の
入口温度が、前記温度になるように調整する。この場合
、圧縮機２の入口に吸気温度センサ３２を設けておき、
このセンサ３２の検出値が、最適吸気温度となるように
調整弁３０をフィードバック制御すれば良い。This temperature is the intake air temperature at which the plant can be operated most efficiently at the plant load Ld and the atmospheric temperature T^. Once the intake air temperature is determined, the opening degree of the Fg regulating valve 3o is adjusted to adjust the inlet temperature of the low feeder 5 to the above temperature. In this case, an intake air temperature sensor 32 is provided at the inlet of the compressor 2,
The regulating valve 30 may be feedback-controlled so that the detected value of the sensor 32 becomes the optimum intake air temperature.
第１図のシステムでは、吸気系に抽気蒸気を戻すように
したが、第９図に示す如く、排熱回収ボイラ９の排出ガ
スをダクトにより吸気系１に導き熱交換器３３により吸
気を加熱するようにしても良い。この実施例では、排ガ
スを熱交換器３３側へ導くバルブ３４と、排ガス流量制
御弁３５とを制御器３１により制御する。排熱回収ボイ
ラ９の排ガスは通常は煙突から大気へ放出されるが、な
お１００”Ｃ前後の温度を保っているので、吸気の加熱
源として利用し得る。In the system shown in FIG. 1, extracted steam is returned to the intake system, but as shown in FIG. You may also do this. In this embodiment, a controller 31 controls a valve 34 that guides exhaust gas toward a heat exchanger 33 and an exhaust gas flow rate control valve 35 . The exhaust gas from the exhaust heat recovery boiler 9 is normally released into the atmosphere from the chimney, but since it still maintains a temperature of around 100''C, it can be used as a heating source for intake air.
この場合には熱交換器３３が大型化する欠点があるが吸
気加熱のためのエネルギーロスによるプラント総合効率
の低下は零となる。In this case, there is a disadvantage that the heat exchanger 33 becomes larger, but the overall efficiency of the plant decreases to zero due to energy loss for heating the intake air.
以上説明した様に、本発明によれば、吸気を加熱するこ
とにより、従来大気温度に支配されてきたプラント総合
効率を制御することが可能となり、大気温度は低いにも
かかわらず、あたかも気温が上昇した時と同様の効果が
得られ、プラントを常に最も効率の良い運転点で運用す
ることができる。As explained above, according to the present invention, by heating the intake air, it is possible to control the overall plant efficiency, which has conventionally been controlled by the atmospheric temperature, so that even though the atmospheric temperature is low, it is possible to control the overall efficiency of the plant as if the air temperature were The same effect can be obtained as when the temperature rises, and the plant can always be operated at the most efficient operating point.
第１図は本発明を実施する複合サイクルプラントの系統
図、第２図は複合発電プラントの運用点説明図、第３Ａ
図及び第３Ｂ図はアンチアイシングシステムを示す系統
図、第４図はガスタービンの排気特性及び効率特性図、
第５Ａ図及び第５Ｂ図はガスタービン排気の蒸気タービ
ン出力に及ぼす影響を示す特性図、第６図及び第７図は
抽気址の効果、影響の説明図、第８図は、プラント出力
及び効率の実測特性図、第９図は本発明の他の実施例の
系統図である。
、１・・・吸気系統、２・・・ガスタービン圧縮気、５
・・・燃焼器、７・・・ガスタービン、８・・・排気ガ
ス、９・・・排熱回収ボイラ、１２・・・蒸気タービン
、１４・・・発電機、１５・・・吸気加熱用抽気系統、
１６・・・プラント総合効率線、１７・・・ガスタービ
ン単体効率線、１８・・・ガスタービン排気温度、１９
・・・ガスタービン排気流量。Fig. 1 is a system diagram of a combined cycle plant implementing the present invention, Fig. 2 is an explanatory diagram of operation points of a combined cycle plant, and Fig. 3A
3B and 3B are system diagrams showing the anti-icing system, and FIG. 4 is a gas turbine exhaust characteristic and efficiency characteristic diagram.
Figures 5A and 5B are characteristic diagrams showing the influence of gas turbine exhaust gas on steam turbine output, Figures 6 and 7 are explanatory diagrams of the effect and influence of the bleed area, and Figure 8 is an illustration of plant output and efficiency. Fig. 9 is a system diagram of another embodiment of the present invention. , 1... Intake system, 2... Gas turbine compressed air, 5
... Combustor, 7... Gas turbine, 8... Exhaust gas, 9... Exhaust heat recovery boiler, 12... Steam turbine, 14... Generator, 15... For intake air heating extraction system,
16... Plant overall efficiency line, 17... Gas turbine single efficiency line, 18... Gas turbine exhaust temperature, 19
...Gas turbine exhaust flow rate.
Claims (1)
排熱回収ボイラと、前記ボイラで発生した蒸気を作動媒
体とする蒸気タービンと、前記蒸気の一部により、ガス
タービンの吸気を加熱する吸気加熱手段を備えた複合サ
イクルプラントにおいて、外気温が予め定めた温度より
も低いとき、前記吸気加熱手段により吸気温度を前記プ
ラントの総合出力が１００％負荷運転時であっても予め
定めた出力値を越えない目標温度にまで加熱することを
特徴とする複合サイクルプラントの運転方法。 ２、特許請求の範囲第１項記載の方法において、前記目
標温度は、実際の外気温度から目標温度まで温度が上昇
したときの排熱回収ボイラと蒸気タービンの効率上昇か
ら、吸気加熱に貴される蒸気による効率低下及び吸気温
度が目標温度まで上昇することによる効率の低下を差し
引いた値が最大となる温度に設定されていることを特徴
とする複合サイクルプラントの運転方法。[Scope of Claims] 1. Gas turbine: A waste heat recovery boiler that uses the exhaust heat of the gas turbine as a heat source; a steam turbine that uses the steam generated in the boiler as a working medium; and a gas turbine that uses part of the steam as a working medium. In a combined cycle plant equipped with an intake air heating means for heating intake air, when the outside temperature is lower than a predetermined temperature, the intake air temperature is adjusted by the intake air heating means when the total output of the plant is 100% load operation. A method for operating a combined cycle plant, characterized in that heating is performed to a target temperature that does not exceed a predetermined output value. 2. In the method according to claim 1, the target temperature is determined by increasing the efficiency of the exhaust heat recovery boiler and the steam turbine when the temperature rises from the actual outside air temperature to the target temperature. 1. A method for operating a combined cycle plant, characterized in that the temperature is set to a maximum value after subtracting a decrease in efficiency due to steam generated by the steam and a decrease in efficiency due to an increase in intake air temperature to a target temperature.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21788485A JPS6278407A (en) | 1985-10-02 | 1985-10-02 | Operating method for complex cycle plant |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21788485A JPS6278407A (en) | 1985-10-02 | 1985-10-02 | Operating method for complex cycle plant |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6278407A true JPS6278407A (en) | 1987-04-10 |
| JPH0448921B2 JPH0448921B2 (en) | 1992-08-10 |
Family
ID=16711277
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP21788485A Granted JPS6278407A (en) | 1985-10-02 | 1985-10-02 | Operating method for complex cycle plant |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6278407A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH01117903A (en) * | 1987-08-24 | 1989-05-10 | Asea Brown Boveri Ag | Output regulator for combined gas-steam turbine-generating set |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4773929B2 (en) | 2006-11-21 | 2011-09-14 | 三菱重工業株式会社 | Intake heating control device for gas turbine |
| US8051638B2 (en) * | 2008-02-19 | 2011-11-08 | General Electric Company | Systems and methods for exhaust gas recirculation (EGR) for turbine engines |
-
1985
- 1985-10-02 JP JP21788485A patent/JPS6278407A/en active Granted
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH01117903A (en) * | 1987-08-24 | 1989-05-10 | Asea Brown Boveri Ag | Output regulator for combined gas-steam turbine-generating set |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0448921B2 (en) | 1992-08-10 |
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