WO2013136407A1 - コンバインドサイクル発電システム - Google Patents

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WO2013136407A1
WO2013136407A1 PCT/JP2012/056240 JP2012056240W WO2013136407A1 WO 2013136407 A1 WO2013136407 A1 WO 2013136407A1 JP 2012056240 W JP2012056240 W JP 2012056240W WO 2013136407 A1 WO2013136407 A1 WO 2013136407A1
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steam
heat
solar
heat exchanger
water
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PCT/JP2012/056240
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高橋　文夫
矢敷　達朗
吉田　卓弥
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株式会社日立製作所
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    • Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
    • Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]

Definitions

  • the present invention relates to a combined cycle power generation system that combines solar heat.
  • a combined cycle plant recovers high-temperature gas exhausted from a gas turbine with an exhaust heat recovery boiler, and generates steam by reusing heat of the high-temperature gas in the exhaust heat recovery boiler.
  • the exhaust gas is reused to drive the steam turbine, thereby obtaining a high power generation efficiency that can obtain a large output energy relative to the input energy.
  • Non-Patent Document 1 Integrated Solar Combined Cycle
  • Non-Patent Document 2 Integrated Solar Combined Cycle
  • the output of the combined cycle plant is currently suppressed due to the limitation of the pinch point.
  • the steam conditions are selected so as to maximize the power generation output within the constraints of the pinch point.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a combined cycle power generation system that can reduce the pinch point restriction between exhaust gas and working fluid (water) / steam by using solar heat and improve output.
  • a combined cycle power generation system is a combined cycle power generation system that includes a gas turbine, a steam turbine, and a generator driven by both turbines, and uses exhaust heat, Provided in the exhaust heat recovery boiler that recovers the exhaust heat, a steam generator that generates steam from feed water, and a solar heat steam that is provided side by side with the steam generator and generates steam from the feed water using solar heat
  • a generator and means for controlling the flow rate of the feed water, and the former or both of the steam generator and the solar heat steam generator are used to generate subcritical pressure steam to be supplied to the steam turbine.
  • a combined cycle power generation system is a combined cycle power generation system that includes a gas turbine, a steam turbine, and a generator driven by both turbines, and uses exhaust heat, Provided between a first heat exchanger and a second heat exchanger provided in an exhaust heat recovery boiler that recovers the exhaust heat, and between the first heat exchanger and the second heat exchanger.
  • a solar heat exchanger for exchanging heat between the feed water and a heat medium heated by solar heat, and means for adjusting the flow rate of the feed water, and using the means for adjusting the flow rate of the feed water,
  • the supercritical fluid to be supplied to the steam turbine is generated by increasing or decreasing the passage of the feed water in the order of the first heat exchanger, the solar heat exchanger, and the second heat exchanger.
  • a combined cycle power generation system is a combined cycle power generation system that includes a gas turbine, a steam turbine, and a generator driven by both turbines, and uses exhaust heat, Provided in the exhaust heat recovery boiler for recovering the exhaust heat, provided in parallel with the steam generator that generates steam from the working medium, and generates steam from the working medium using solar heat
  • a solar steam generator and means for controlling the flow rate of the working medium, from the working medium, using the steam generator, the solar steam generator, and a means for controlling the flow rate of the working medium, Subcritical pressure steam is generated for the steam turbine.
  • a combined cycle power generation system is a combined cycle power generation system that includes a gas turbine, a steam turbine, and a generator driven by both turbines, and uses exhaust heat, Provided between a first heat exchanger and a second heat exchanger provided in an exhaust heat recovery boiler that recovers the exhaust heat, and between the first heat exchanger and the second heat exchanger.
  • a solar heat exchanger for exchanging heat between the working medium and a heat medium heated by solar heat, and means for adjusting the flow rate of the working medium, and the flow rate of the working medium by means of adjusting the flow rate of the working medium
  • the working medium is passed through the first heat exchanger, the solar heat exchanger, and the second heat exchanger in this order to generate a supercritical fluid that is supplied to the steam turbine.
  • a combined cycle power generation system is a combined cycle power generation system that includes a gas turbine, a steam turbine, and a generator driven by both turbines, and uses exhaust heat, A heat exchanger provided in the exhaust heat recovery boiler for recovering the exhaust heat, a solar heat exchanger for exchanging heat between the working medium and a heat medium heated by solar heat, and means for adjusting the flow rate of the working medium; And a means for adjusting the flow rate of the working medium to increase or decrease the flow rate of the working medium, pass the working medium through the heat exchanger and the solar heat exchanger, and provide the supercritical fluid to the steam turbine Is generated.
  • Embodiment 1 It is a system configuration figure of the combined cycle plant which combined the solar heat of Embodiment 1 concerning the present invention. It is a thermal equilibrium diagram showing the thermal equilibrium diagram of exhaust gas and feed water when it is assumed that the saturation temperature (boiling point) of feed water in the case of generating subcritical pressure steam from feed water from a condenser is not changed. It is a thermal equilibrium diagram showing the thermal equilibrium diagram of exhaust gas and feed water when the saturation temperature (boiling point) of feed water changes when subcritical pressure steam is generated from feed water from a condenser.
  • 1 is a configuration diagram of a circulation-type evaporation-type exhaust heat recovery boiler that generates subcritical pressure vapor and a solar evaporator according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a circulation-type evaporation-type exhaust heat recovery boiler that generates subcritical pressure vapor and a solar evaporator according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a once-through evaporation type exhaust heat recovery boiler that generates subcritical pressure steam and a solar evaporator according to Embodiment 1.
  • FIG. (A) is a figure showing the thermal equilibrium diagram of the exhaust gas of the gas turbine which produces
  • FIG. 1 is a system configuration diagram of a combined cycle plant that combines solar heat according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the pump is omitted.
  • the combined cycle plant P1 of Embodiment 1 is a gas turbine (13) power generation facility, which includes a compressor 11 that sends compressed air, a combustor 12 that burns compressed air and fuel from the compressor 11, and a combustor 12
  • the gas turbine 13 driven by the heat energy of the exhaust gas from the gas turbine 13 and the generator 5 coupled to the gas turbine 13 by the shaft 13j and generating electric power by the rotational energy of the gas turbine 13 are provided.
  • the combined cycle plant P1 includes a solar field 4 in which sunlight is collected by a condenser 41 and a heat medium flowing through the heat collecting tube 41k is heated as means for acquiring natural energy.
  • the combined cycle plant P1 converts the heat energy of the exhaust gas of the gas turbine 13 and the heat energy of the subcritical pressure superheated steam J generated by the solar heat acquired in the solar field 4 into rotational energy and causes the generator 5 to generate power.
  • a steam turbine 31 is provided.
  • the generator 5 generated by the gas turbine 13 and the generator 5 generated by the steam turbine 31 are the same generator, but may be different generators.
  • subcritical pressure steam refers to steam having a phase change between a gas phase and a liquid phase.
  • the combined cycle plant P1 is a facility for supplying steam to the steam turbine 31, and a condenser 32 for returning the steam discharged from the steam turbine 31 to water with cooling water, and a condensate w0 sent from the condenser 32.
  • the exhaust heat recovery boiler 2 supplies the steam to the steam turbine 31 using the heat of the exhaust gas from the gas turbine 13 and the solar heat as steam in the flue 2e.
  • the combined cycle plant P1 is configured to generate steam, with an economizer 21 that heats the condensate w0 from the condenser 32 with the heat of the exhaust gas of the gas turbine 13 in the flue 2e, and an economizer 21.
  • a steam generator 22 that is supplied with heated hot water w1 and becomes steam by the heat of the exhaust gas of the gas turbine 13 in the flue 2e, and a brackish water separation drum 23 that separates the steam generated in the steam generator 22 and the hot water w1.
  • a brackish water separation drum 23 that separates the steam generated in the steam generator 22 and the hot water w1.
  • the combined cycle plant P1 generates steam and dissipates the heat of the heat medium n, which is disposed in the brackish water separation drum 23 and heated by solar heat, to the fluid (warm water, steam) in the brackish water separation drum 23 and evaporates.
  • a superheated steam J4 having a subcritical pressure higher than the boiling temperature of the saturated steam separated in the brackish water separation drum 23 by the heat of the exhaust gas of the gas turbine 13 in the flue 2e.
  • a superheater 24 The subcritical pressure superheated steam J4 is sent to the steam turbine 31.
  • the flow rate of the condensate w0 supplied from the condenser 32 to the economizer 21 is adjusted by the flow rate adjustment valve 35.
  • the high-temperature exhaust gas discharged from the gas turbine 13 is guided to the exhaust heat recovery boiler 2, and when passing through the flue 2e, the superheater 24, the evaporator 22, and the economizer 21 disposed in the flue 2e. In turn, heat is recovered and exhausted as low-temperature gas.
  • the solar field 4 that acquires solar energy of natural energy, sunlight is condensed by the condenser 41 on the heat collecting tube 41k, and the heat medium n flowing through the heat collecting tube 41k is heated by solar heat.
  • Condensate w0 has a low temperature and is heated with high-temperature exhaust gas from the gas turbine 13 by the economizer 21 in the flue 2e as feed water to become hot water w1, and is sent to the brackish water separation drum 23.
  • the hot water w1 sent to the brackish water separation drum 23 is evaporated by the heat of the exhaust gas by the evaporator 22, and the steam evaporated from the warm water w1 and the hot water w1 are separated by the brackish water separation drum 23.
  • the heat medium n heated by the solar heat 1 is sent to the solar heat radiating section 420 provided in the liquid reservoir of the brackish water separation drum 23, and heats the non-evaporated liquid (hot water w1) in the brackish water separation drum 23.
  • the steam generated from the warm water w1 by the heat (exhaust heat) of the exhaust gas and the solar heat is separated from the warm water w1 by the brackish water separation drum 23 and becomes superheated steam that is superheated to the boiling point or more by the superheater 24.
  • the superheated steam is sent to the steam turbine 31, and the steam turbine 31 is driven by the thermal energy of the superheated steam.
  • the rotational energy of the steam turbine 31 is converted into electric energy by the generator 5 to obtain electric power.
  • FIG. 2 shows a thermal equilibrium diagram (relationship of the temperature T on the vertical axis to the exchange heat quantity Q on the horizontal axis) between the exhaust gas and the water supply when subcritical pressure steam is generated from the water supplied from the condenser.
  • T thermal equilibrium diagram
  • the broken line in FIG. 2 shows the exhaust gas temperature (broken line b0 in FIG. 2) and the feed water temperature (water / steam temperature, hereinafter, feed water temperature) (broken line a0 in FIG. 2) when there is no solar heat, and the solid line has solar heat.
  • the exhaust gas temperature (solid line b1 in FIG. 2) and the feed water temperature (water / steam temperature, hereinafter referred to as feed water temperature) (solid line a1 in FIG. 2) are shown.
  • the temperature T of the exhaust gas temperature decreases.
  • the direction (the direction in which the exchange heat quantity Q decreases) (from right to left in FIG. 2), and the feed water temperature (broken line a0, solid line a1 in FIG. 2) is the direction in which the temperature T increases (the direction in which the exchange heat quantity Q increases). (From left to right in FIG. 2).
  • the water supply represents the heating in the economizer 21 (see FIG. 1) of the feed water heating apparatus, and the liquid phase is maintained.
  • a broken line a01 in FIG. 2 is a gas-liquid two-phase state. What is higher than the saturation temperature (broken line a01 in FIG. 2) is the vaporized vapor phase (broken line a02 in FIG. 2), and is superheated by the exhaust gas from the gas turbine 13 in the superheater 24 (see FIG. 1).
  • the temperature of the exhaust gas from the gas turbine 13 (broken line b0 in FIG. 2) and the temperature of the feed water from the condenser 32 (symbol a0 in FIG. 2) are closest to each other in that the feed water starts to evaporate. This is called a pinch point p.
  • the solid line b1 in FIG. 2 is the temperature of the exhaust gas from the gas turbine 13 when there is solar heat
  • the solid line a1 is the temperature of water supplied from the condenser 32 (water / steam temperature, hereinafter referred to as water supply temperature). It is. Let us consider heating the liquid pool of the brackish water separation drum 23 by a solar heat radiating section 420 (see FIG. 1) through which the heat medium n heated by solar heat in the solar field 4 flows. In this case, separately from the heat of the exhaust gas from the gas turbine 13, the heat of the heat medium n obtained from solar heat heat heats the liquid in the liquid pool (warm water w1, saturated liquid).
  • the amount of steam in the feed water w0 from the condenser 32 increases compared to when there is no solar heat (see the solid line a12 in FIG. 2). However, if the pressure during boiling of the feed water is maintained as shown in FIG. As shown by the solid line a11, the saturation temperature (boiling point) does not change. Part of the amount of heat necessary for evaporation is carried by the heat of the heat medium n released by the solar heat radiation unit 420.
  • FIG. 3 shows a thermal equilibrium diagram of exhaust gas and feed water that generates subcritical pressure steam from feed water from the condenser (condensate w0) as in FIG. 2 (the temperature T on the vertical axis with respect to the exchange heat quantity Q on the horizontal axis). Relationship).
  • FIG. 3 unlike the case of FIG. 2, it is in line with practical use, and is the case where the saturation temperature (boiling point) of the feed water changes.
  • the broken line in FIG. 3 shows the exhaust temperature when there is no solar heat (broken line b0 in FIG. 3) and the feed water temperature (water / steam temperature, hereinafter referred to as the feed water temperature) (broken line a0 in FIG. 3).
  • the exhaust gas temperature (solid line b2 in FIG. 3) and the feed water temperature (water / steam temperature, hereinafter referred to as feed water temperature) (solid line a2 in FIG. 3) are shown.
  • the heat of the exhaust gas (exchange heat quantity Q) moves to the feed water (condensate w0) from the condenser 32, so the exhaust gas temperature (broken line b0, solid line b2 in FIG. 3).
  • the solid line b2 is the temperature of the exhaust gas from the gas turbine 13 when there is solar heat
  • the solid line a2 is the temperature of the water supply from the condenser 32 (water / steam temperature, hereinafter referred to as the water supply temperature).
  • the water supply temperature water / steam temperature
  • the heat of the heat medium n obtained from solar heat heats the liquid (saturated liquid) in the liquid pool.
  • the steam amount of the water supply from the condenser 32 increases compared to when there is no solar heat (solid line a2 in FIG. 3)
  • the pressure during boiling of the water supply actually increases.
  • the saturation temperature rises compared to the broken line a01.
  • the heat released from the heat medium in the solar heat radiating section 420 bears a part of the amount of heat necessary for evaporation.
  • the steam turbine 31 if the steam turbine 31 is the same, the steam pressure increases as the steam flow rate increases, and the saturation temperature rises from the broken line a01 to the broken line a21 in FIG.
  • FIG. 4 is a configuration diagram of a circulation-type evaporation-type exhaust heat recovery boiler and a solar evaporator that generate subcritical pressure steam according to the first embodiment. That is, FIG. 4 is a concrete example (details) of evaporating the feed water sent from the condenser 32 by the exhaust heat recovery boiler 2 and the solar heat radiator 420, which is an example of the circulation type evaporation method of the combined cycle plant P1 of FIG. The configuration is shown. In FIG. 4, the pump is omitted.
  • the components newly illustrated in FIG. 4 are a down pipe 221 for lowering the hot water w1 heated by the economizer 21 from the brackish water separation drum 23 toward the steam generator 22, and the hot water w1 in the steam generator 22 is evaporated.
  • the evaporation pipe 222 and the downcomer pipe 221 are each installed along the vertical direction, and the brackish water separation drum 23 is provided above.
  • a steam generator 22 and a solar heat steam generator 42 are provided in the exhaust heat recovery boiler 2 side by side in the horizontal direction.
  • the hot water w1 sent to the brackish water separation drum 23 descends the downcomer 221 and branches into the flow to the evaporator tube 222, and is sent through the steam generator communication tube 22r.
  • the said warm water w1 is evaporated in the solar thermal radiation part 420 (steam J2).
  • the heat of the exhaust gas of the gas turbine 13 is transmitted to the saturated water (hot water w1), and the saturated water (hot water w1) is evaporated.
  • saturated water warm water w ⁇ b> 1
  • steam J ⁇ b> 1 partially becomes steam J ⁇ b> 1 and flows into the superheater 24 through the brackish water separation drum 23.
  • the steam J ⁇ b> 1 is heated to the boiling point or higher, and is converted into superheated steam with high efficiency that does not return to water even if the temperature of the subcritical pressure drops somewhat, and is sent to the steam turbine 31.
  • the saturated water (warm water w1) in the steam generator 22 partially becomes steam J1, thereby reducing the head pressure of the saturated water (warm water w1), and the brackish water separation drum 23, the downcomer 221 and the steam generator 22 Then, a circulation flow that flows in the order of the evaporation pipe 222 is generated.
  • the decrease in the head pressure of the saturated water (warm water w1) in the steam generator 22 is determined according to the amount of evaporation of the saturated water (warm water w1), and the saturated water (warm water w1) from the brackish water separation drum 23 to the steam generator 22 is determined.
  • the flow rate is proportional to the evaporation amount.
  • the steam J1 flows into the superheater 24 through the brackish water separation drum 23. In the superheater 24, the steam J ⁇ b> 1 is heated to the boiling point or more, becomes superheated steam having a subcritical pressure, and is sent to the steam turbine 31.
  • the solar steam generator 42 is provided in parallel with the evaporating pipe 222 with respect to the downcomer pipe 221. If the solar heat steam generator 42 does not have solar heat input to the heat medium n1 in the solar field 4, the evaporation of saturated water (hot water w1) does not occur, and the solar heat steam generator 42 is filled with saturated water (hot water w1). It is.
  • the downcomer 221 and the solar steam generator 42 are connected via the steam generator 22 and the steam generator communication pipe 22r filled with saturated water, the downhead 221 and the solar steam generator 42 are connected to the water head. The pressures match. Therefore, no circulation flow occurs.
  • the saturated water (warm water w1) descends the downcomer 221 from the brackish water separation drum 23, and the evaporating tube The flow branches to a flow to 222 and a flow to the solar steam generator 42.
  • the downcomer 221 in which the head pressure of saturated water (warm water w1) is higher than that of the solar heat steam generator 42. From the above, saturated water is supplied to the solar steam generator 42.
  • the steams J1 and J2 flow into the superheater 24 through the brackish water separation drum 23. In the superheater 24, the steams J ⁇ b> 1 and J ⁇ b> 2 are heated to the boiling point or more, become superheated steam having a subcritical pressure, and are sent to the steam turbine 31.
  • the flow rate of water supply (condensate w0) from the condenser 32 via the regulating valve 35 and the economizer 21 is controlled by the flow rate regulating valve 35 according to the heat input of solar heat to the heat medium n1.
  • FIG. 5 is a configuration diagram of a once-through evaporation type exhaust heat recovery boiler and a solar evaporator that generate subcritical pressure steam according to the first embodiment. That is, FIG. 5 is a once-through type evaporation method of the combined cycle plant P1, and unlike the circulation type of FIG. 4, the condensate w0 sent from the condenser 32 is made to flow through without being circulated and evaporated. The detailed (detailed) configuration is shown. Therefore, the brackish water separation drum 23 of FIG. 4 is not provided. In FIG. 5, the pump is omitted.
  • the components newly illustrated in FIG. 5 instead of FIG. 1 include a steam generator communication pipe (branch portion) 22r to which saturated water (hot water w1) obtained by heating the condensate w0 with the economizer 21 is sent, and a steam generator And an evaporation pipe 222 that is steam J1 obtained by evaporating the hot water w1 in the steam generator 22.
  • the steam generator communication pipe 22 r illustrates the case where the steam generator communication pipe 22 r is provided outside the flue 2 e of the exhaust heat recovery boiler 2 in order to promote evaporation in the solar heat steam generator 42.
  • the evaporation pipe 222 is installed along the vertical direction in order to evaporate the hot water w1 in the steam generator 22 and send the steam upward.
  • the exhaust heat recovery boiler 2 includes a solar heat steam generator 42 that encloses a solar heat radiator 420.
  • the saturated water (hot water w 1) in which the condensate w 0 is heated by the economizer 21 and is sent into the steam generator 22, is exchanged with the heat medium n 2 heated by the solar heat in the solar heat radiating unit 420.
  • the steam generator 22 and the solar heat steam generator 42 are provided in the exhaust heat recovery boiler 2 side by side in the horizontal direction.
  • saturated water (hot water w1) in which the condensate w0 is heated by the economizer 21 is sent to the steam generator communication pipe 22r, and the steam generator communication pipe 22r (branch part) 22 and the solar heat steam generator 42.
  • the feed water (hot water w1) sent to the steam generator 22 evaporates in the evaporating pipe 222 of the steam generator 22 into hot water w1 and becomes steam J1, and the steam J1 flows through the steam generator 22 and is sent to the superheater 24. .
  • the saturated water (hot water w1) is heated by the heat of the exhaust gas of the gas turbine 13 through the evaporation pipe 222 of the steam generator 22.
  • Saturated water (warm water w ⁇ b> 1) is boiled by heating, and steam J ⁇ b> 1 having a high density of gas molecules generates an upward flow with respect to saturated water (warm water w ⁇ b> 1) having a low density of gas molecules and flows into the superheater 24.
  • the steam J ⁇ b> 1 is superheated by the heat of the exhaust gas of the gas turbine 13 to become supercritical steam at a subcritical pressure, and is sent to the steam turbine 31.
  • the solar heat steam generator 42 is provided in parallel (aligned) with the plurality of evaporation pipes 222 as described above.
  • the saturated water (hot water w1) sent to the solar heat steam generator 42 does not evaporate, and the solar heat steam generator 42 Is filled with saturated water (warm water w1). Since the plurality of evaporation pipes 222 and the solar heat steam generator 42 are connected via the steam generator 22 and the steam generator communication pipe 22r filled with saturated water, the plurality of evaporation pipes 222 and the solar heat steam generator are connected. 42 and the hydraulic head pressure are the same. Therefore, no circulation flow occurs.
  • the saturated water (hot water w1) sent to the solar heat steam generator 42 is the solar heat steam generator.
  • heat exchange with the heat medium n2 heated by solar heat is performed and evaporated, generating steam J3.
  • the head pressure of the saturated water (hot water w1) in the solar heat steam generator 42 decreases. Further, as described above, when the saturated water (hot water w1) evaporates in the plurality of evaporation pipes 222 and the steam J1 is generated, the head pressure of the saturated water (hot water w1) in the plurality of evaporation pipes 22 decreases. . Therefore, saturated water (warm water w ⁇ b> 1) flows into the solar heat steam generator 42 and the plurality of evaporation pipes 222 from the higher head pressure to the lower head pressure.
  • the plurality of evaporation pipes 222 and the solar heat steam generator 42 are designed such that the flow rate of the saturated water (hot water w1) flowing in according to the evaporation amount is determined by the water head pressure.
  • the saturated steam (J1, J3) joins and is supplied to the superheater 24.
  • the steam J3 flows into the superheater 24 in the same manner as the steam J1, and the steam J3 is superheated by the heat of the exhaust gas from the gas turbine 13 to become superheated steam having a subcritical pressure, and is sent to the steam turbine 31.
  • the feed water flow rate to the steam generator communication pipe 22 is controlled by the flow rate adjusting valve 35 according to the heat input of solar heat to the heat medium n2 in the solar field 4. Therefore, when the amount of evaporation in the plurality of evaporation pipes 222 and the solar heat steam generator 42 is decreased, the respective head pressures are increased, so that the feed water flow rate is decreased. On the other hand, when the amount of evaporation in the plurality of evaporation pipes 222 and the solar heat steam generator 42 increases, the water head pressure decreases, so the feed water flow rate increases.
  • the liquid (warm water w1) of the steam separation drum 23 of the evaporator of the exhaust heat recovery boiler 2 is heated by solar heat, and from the condenser 32 according to the amount of solar heat. Increase the water supply flow rate.
  • the brackish water separation in the brackish water separation drum 23 utilizes gravity (gravitational acceleration g), and a solar heat steam generator 42 is juxtaposed on the evaporation pipe 222 of the exhaust heat recovery boiler 2 provided in the vertical direction.
  • the water supply (hot water w1) is heated using solar heat to relax the pinch point constraint, so that the steam saturation temperature rises and the saturation pressure increases, so that the heat energy increases and the efficiency of the steam turbine 31 increases. Will increase. Moreover, since the amount of steam can be increased, the temperature of the exhaust gas from the gas turbine 13 can be lowered, and the amount of recovered heat can be increased. Therefore, the power generation output of the combined cycle plant P1 can be improved.
  • 4 and 5 exemplify the case where the number of the solar steam generators 42 is one, it may be two or more. In addition, although the case where the solar-heat-steam generator 42 was arrange
  • Embodiment 2 the combined cycle plant P2 (refer FIG. 8) of Embodiment 2 is demonstrated.
  • the combined cycle plant P1 using subcritical pressure steam has been described.
  • the combined cycle plant P2 in the second embodiment supplies water (condensate w0) from the condenser 32 between the gas phase and the liquid phase. This is a case where a supercritical fluid in which phase change is eliminated.
  • FIG. 6A shows a thermal equilibrium diagram between the exhaust gas of the gas turbine that generates a supercritical fluid from the water supply from the condenser (condensate w0) and the water supply from the condenser.
  • the horizontal axis in FIG. 6A is the exchange heat quantity Q, and the vertical axis in FIG.
  • a thick solid line a3 indicates the water supply from the condenser and its steam temperature
  • a thin solid line b3 indicates the exhaust gas temperature of the gas turbine.
  • the exhaust gas heat moves to the feed water (condensate w0) from the condenser 32, so the exhaust gas temperature (thin solid line b3 in FIG. 6 (a)) is the temperature. Transition to a direction in which T decreases (a direction in which the exchange heat quantity Q decreases), and a feed water temperature (thick solid line a3 in FIG. 6A) transitions to a direction in which the temperature T increases (a direction in which the exchange heat quantity Q increases). . In the supercritical state, there is no distinction between the gas phase and the liquid phase.
  • FIGS. 6B and 6C schematically show changes in the water supply temperature when solar heat is added before and after the pinch point in addition to exhaust heat (heat of exhaust gas from the gas turbine).
  • the horizontal axes of FIGS. 6B and 6C are the exchange heat quantity Q, respectively, and the vertical axes of FIGS. 6B and 6C are the temperature T, respectively.
  • a thick solid line a4 indicates the water supplied from the condenser 32 and its steam
  • a thin solid line b4 indicates the exhaust gas of the gas turbine
  • a thick solid line a5 indicates the water supplied from the condenser 32 and its steam
  • a thin solid line b5 indicates the exhaust gas of the gas turbine 5.
  • Fig. 6 (b) shows the case where solar heat is applied before the pinch point p2 where the temperature difference between the exhaust temperature (thin solid line b4 in Fig. 6 (b)) and the water supply temperature (thick solid line a4 in Fig. 6 (b)) decreases. It is.
  • the heat exchange amount Q is the heat exchange amount with the exhaust gas
  • the temperature of the feed water from the condenser 32 increases discontinuously by adding solar heat separately from the heat of the exhaust gas of the gas turbine 5 (FIG. 6). (See arrow ⁇ 1 in (b)).
  • FIG. 6B when solar heat is applied before the pinch point p2, the water supply temperature easily exceeds the exhaust gas temperature (see the broken line a40 in FIG. 6B).
  • FIG. 6C shows a case where solar heat is applied past the pinch point p3.
  • the temperature of exhaust gas b5 is water supply (steam) (FIG.6 (c)).
  • the temperature of the thick solid line a5) always exceeds the temperature, and the heat recovery from the exhaust gas b5 to the feed water is hardly hindered.
  • FIG. 7 the case where solar heat is added to the feed water past the pinch point p ⁇ b> 4 when the supercritical fluid is generated is compared with the case where there is no solar heat.
  • the dotted line in FIG. 7 shows the water supply temperature (water / steam temperature, hereinafter referred to as the water supply temperature) when there is no solar heat (thick broken line a6 in FIG. 7) and the exhaust temperature (thin broken line b6 in FIG. 7).
  • the feed water temperature (water / steam temperature, hereinafter feed water temperature) (thick solid line a7 in FIG. 7) and exhaust gas temperature (thin solid line b7 in FIG. 7) in a certain case are shown.
  • FIG. 2 described above is a special case where the feed water temperature T1 and the feed water temperature T2 in FIG.
  • the gas phase and the liquid phase cannot be distinguished in the supercritical pressure state of FIG. 7, the concept of brackish water separation cannot be used unlike the subcritical pressure.
  • FIG. 8 is a system configuration diagram of a combined cycle plant (P2) in which solar heat for generating the supercritical fluid according to the second embodiment is combined.
  • P2 combined cycle plant
  • Components similar to those in the first embodiment (see FIG. 1) of the second embodiment are denoted by the same reference numerals, and only components different from the first embodiment (see FIG. 1) of the second embodiment will be described.
  • the pump is omitted.
  • a low temperature heat exchanger 201 and a high temperature heat exchanger 202 are arranged in series downstream from the downstream of the flow of the exhaust gas in the flue 2e of the exhaust heat recovery boiler 2 downstream of the flow regulating valve 35. Further, between the downstream of the low temperature heat exchanger 201 through which the feed water (condensate w0) from the condenser 32 flows and the upstream of the high temperature heat exchanger 202, the heat medium heated by solar heat in the solar field 4 A solar heat radiation part 420 of the solar heat exchanger 402 that performs heat exchange with n3 is provided.
  • the feed water (condensate w0) supplied from the condenser 32 is in the order of the low-temperature heat exchanger 201, the solar heat exchanger 402, and the high-temperature heat exchanger 202 in the order of supercritical pressure by a pump (not shown). It flows like an arrow.
  • the feed water heated by the low-temperature heat exchanger 201 and the solar heat exchanger 402 is again heated by the high-temperature heat exchanger 202 of the exhaust heat recovery boiler 2 to produce a high-temperature and high-pressure supercritical fluid J4.
  • the pinch point p4 (see FIG. 7) is generated in the low-temperature heat exchanger 201.
  • the supercritical fluid J4 is overheated by the high-temperature heat exchanger 202.
  • the feed water flow rate is controlled by the flow rate adjusting valve 35 in accordance with the heat input of the solar heat into the heat medium n3 in the solar field 4. In the solar field 4, when there is no solar heat input, there is no heat exchange with the feed water in the solar heat exchanger 402, and the temperature of the feed water in the solar heat exchanger 402 is maintained at T1.
  • the exhaust heat recovery boiler 2 is divided into a high temperature heat exchanger 202 and a low temperature heat exchanger 201, and the low temperature heat exchanger 201 generates a pinch point p4.
  • a solar heat exchanger 402 is provided outside the exhaust heat recovery boiler 2, and supercritical pressure feed water is passed through the low-temperature heat exchanger 201, the solar heat exchanger 402, and the high-temperature heat exchanger 202 in this order. Can be generated.
  • the water supply flow rate is increased or decreased by the flow rate adjustment valve 35 according to the amount of solar heat. Since the water / steam flow rates of the high-temperature heat exchanger 202 and the low-temperature heat exchanger 201 are increased, the steam condition is maintained and the exhaust heat recovery can be increased.
  • the water supplied from the condenser 32 (condensate w0) is supercritically pressured by a pump (not shown) to the low-temperature heat exchanger 201, the solar heat exchanger 402, and the high-temperature heat exchanger 202.
  • feed water (condensate w0) is sent at a pressure lower than the supercritical pressure by a pump (not shown), and the temperature of the feed water is increased by increasing the number of heat exchangers, so that the supercritical fluid J4 It is good also as a structure which produces
  • the water supply (condensate w0) or steam may be set to the supercritical pressure by using a pressure increasing means such as a pump between the heat exchangers.
  • the case where two heat exchangers (201, 202) and one solar heat exchanger 402 are provided in the exhaust heat recovery boiler 2 is illustrated, but the heat exchanger in the exhaust heat recovery boiler 2 is illustrated.
  • Each of the solar heat exchangers may have other numbers.
  • the solar heat exchanger 402 was provided between the two heat exchangers (201, 202) in the exhaust heat recovery boiler 2, the heat exchanger in the exhaust heat recovery boiler 2 was illustrated. Other arrangements may be adopted for the arrangement of the solar heat exchanger.
  • water (condensate w0, warm water w1) / steam is exemplified as the working medium.
  • the working medium may be carbon dioxide (CO 2 ), ammonia (NH 3 ), methane (CH 4 ), or the like.
  • a medium may be used, and the working medium may be arbitrarily selected. That is, the present invention is not limited to water / steam, and can be applied to a system using all gases having critical points.
  • the exhaust gas is not limited to the exhaust from the gas turbine, and other exhaust gas may be used.

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Abstract

　太陽熱を用いることにより排気ガスと作動流体(水)・蒸気間のピンチポイントの制約を緩和し、出力向上が可能なコンバインドサイクル発電システムの提供する。　本発明のコンバインドサイクル発電システムは、ガスタービン(１３)と蒸気タービン(３１)と当該両タービン(１３、３１)により駆動される発電機(５)とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システム(Ｐ１)であって、排熱を回収する排熱回収ボイラ(２)内に設けられ、給水(ｗ０)から蒸気(Ｊ)を生成する蒸気発生器(２２)と、蒸気発生器(２２)と並んで設けられ、給水(ｗ０)から太陽熱を利用して蒸気(Ｊ)を生成する太陽熱蒸気発生器(４２)と、給水(ｗ０)の流量を制御する手段(３５)とを備え、蒸気発生器(２２)および太陽熱蒸気発生器(４２)のうちの前者または両者で、蒸気タービン(３１)に与える亜臨界圧蒸気(Ｊ)を生成する。

Description

コンバインドサイクル発電システム
　本発明は、太陽熱を複合させたコンバインドサイクル発電システムに関する。
　従来、コンバインドサイクルプラントは、ガスタービンから排気される高温ガスを排熱回収ボイラで回収し、排熱回収ボイラにおいて当該高温ガスの熱を再利用して蒸気を生成する。このように、排気ガスを再利用して蒸気タービンを駆動するにより、入力エネルギに対して大きな出力エネルギが得られる高い発電効率を得るシステムである。
　このコンバインドサイクルプラントに、系外の太陽熱を加え、より発電効率を高めることが試行されている。この技術は、”Integrated Solar Combined Cycle”（非特許文献１）に開示されている。排熱回収ボイラで生成した蒸気に加え、系外の太陽熱で生成した蒸気を用いる。“Instantaneous performance of the first Integrated Solar Combined Cycle System in Algeria（非特許文献２）”には、排熱回収ボイラに太陽熱蒸気発生器を併置した例が示されている。
ISCC, Integrated Solar Combined Cycle(KHIパンフレット,2010/04) Omar Behar,et al."Instantaneous performance of the first Integrated Solar Combined Cycle System in Algeria", Energy Procedia, Volume 6, 2011
　ところで、排熱回収ボイラでは給水から蒸気を生成するが、蒸発潜熱のために水・蒸気と排気ガスとの温度差が近づき、排気ガスから水・蒸気への熱の付与が少量となる、いわゆるピンチポイントを生じる。
　ここで、蒸気タービンを駆動するには、タービン翼に印加されるエネルギが増加するため、高温高圧の蒸気が好ましいが、ピンチポイントの制約により、蒸気を高温高圧化すると、排気ガスからの回収熱量、すなわち排気ガスの熱で発生される蒸気量が減少する。一方、排気ガスからの回収熱量を上げると、蒸気を高温高圧にすることが不可能となる。
　従って、ピンチポイントの制約により、コンバインドサイクルプラントの出力が抑えられている現状にある。
　このため、ピンチポイントの制約内で発電出力を最大化するように蒸気条件が選択されている。
　本発明は上記実状に鑑み、太陽熱を用いることにより排気ガスと作動流体(水)・蒸気間のピンチポイントの制約を緩和し、出力向上が可能なコンバインドサイクル発電システムの提供を目的とする。
　本発明の請求の範囲第１項に関わるコンバインドサイクル発電システムは、ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられ、給水から蒸気を生成する蒸気発生器と、前記蒸気発生器と並んで設けられ、前記給水から太陽熱を利用して蒸気を生成する太陽熱蒸気発生器と、前記給水の流量を制御する手段とを備え、前記蒸気発生器および前記太陽熱蒸気発生器のうちの前者または両者を用いて、前記蒸気タービンに与える亜臨界圧蒸気を生成している。
　本発明の請求の範囲第４項に関わるコンバインドサイクル発電システムは、ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられる第１の熱交換器および第２の熱交換器と、前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との間に設けられ、給水と太陽熱により加熱される熱媒体とを熱交換する太陽熱熱交換器と、前記給水の流量を調整する手段とを備え、前記給水の流量を調整する手段を用いて、前記給水の流量を増減させ、前記給水を前記第１の熱交換器、前記太陽熱熱交換器、前記第２の熱交換器の順に通過させて、前記蒸気タービンに与える超臨界流体を生成している。
　本発明の請求の範囲第５項に関わるコンバインドサイクル発電システムは、ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられ、作動媒体から蒸気を生成する蒸気発生器と、前記蒸気発生器と並んで設けられ、前記作動媒体から太陽熱を利用して蒸気を生成する太陽熱蒸気発生器と、前記作動媒体の流量を制御する手段とを備え、前記作動媒体から、前記蒸気発生器と前記太陽熱蒸気発生器と前記作動媒体の流量を制御する手段とを用いて、前記蒸気タービンに与える亜臨界圧蒸気を生成している。
　本発明の請求の範囲第６項に関わるコンバインドサイクル発電システムは、ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられる第１の熱交換器および第２の熱交換器と、前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との間に設けられ、作動媒体と太陽熱で加熱される熱媒体とを熱交換する太陽熱熱交換器と、前記作動媒体の流量を調整する手段とを備え、前記作動媒体の流量を調整する手段により前記作動媒体の流量を増減させ、前記作動媒体を前記第１の熱交換器、前記太陽熱熱交換器、前記第２の熱交換器の順に通過させて、前記蒸気タービンに与える超臨界流体を生成している。
　本発明の請求の範囲第７項に関わるコンバインドサイクル発電システムは、ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられる熱交換器と、作動媒体と太陽熱で加熱される熱媒体とを熱交換する太陽熱熱交換器と、前記作動媒体の流量を調整する手段とを備え、前記作動媒体の流量を調整する手段により、前記作動媒体の流量を増減させ、前記作動媒体を前記熱交換器、前記太陽熱熱交換器を通過させて、前記蒸気タービンに与える超臨界流体を生成している。
　本発明によれば、太陽熱を用いることにより排気ガスと作動流体(水)・蒸気間のピンチポイントの制約を緩和し、出力向上が可能なコンバインドサイクル発電システムを実現できる。
本発明に係る実施形態１の太陽熱を複合させたコンバインドサイクルプラントのシステム構成図である。 復水器からの給水から亜臨界圧蒸気を生成する場合の給水の飽和温度(沸点)は変わらないと仮定した際の排気ガスと給水との熱平衡線図を表す熱平衡線図である。 復水器からの給水から亜臨界圧蒸気を生成する場合の給水の飽和温度(沸点)が変わる際の排気ガスと給水との熱平衡線図を表す熱平衡線図である。 実施形態１の亜臨界圧蒸気を生成する循環型の蒸発方式の排熱回収ボイラと太陽熱蒸発器の構成図である。 実施形態１の亜臨界圧蒸気を生成する貫流型の蒸発方式の排熱回収ボイラと太陽熱蒸発器の構成図である。 （ａ）は復水器からの給水から超臨界流体を生成するガスタービンの排気ガスと復水器からの給水との熱平衡線図を表す図であり、（ｂ）、（ｃ）は排熱に加え、太陽熱をピンチポイントの前後にそれぞれ加えたときの給水温度の変化を模式的に示す超臨界流体を生成する場合の熱平衡線図である。 実施形態２の復水器からの給水から超臨界流体を生成する場合のピンチポイントを過ぎて太陽熱を給水に加えた場合を太陽熱が無い場合と比較する熱平衡線図である。 実施形態２の超臨界流体を生成する太陽熱を複合させたコンバインドサイクルプラントのシステム構成図である。
　以下、本発明の実施形態について添付図面を参照して説明する。
＜＜実施形態１＞＞
　図１は本発明に係る実施形態１の太陽熱を複合させたコンバインドサイクルプラントのシステム構成図である。
　なお、図１ではポンプを省略して示している。
　実施形態１のコンバインドサイクルプラントＰ１は、ガスタービン(１３)系の発電設備として、圧縮空気を送る圧縮機１１と、圧縮機１１からの圧縮空気と燃料を燃焼させる燃焼器１２と、燃焼器１２からの排気ガスの熱エネルギで駆動されるガスタービン１３と、ガスタービン１３と軸１３ｊで結合されガスタービン１３の回転エネルギで発電する発電機５とを備えている。
　コンバインドサイクルプラントＰ１は、自然エネルギを獲得する手段として、集光器４１で太陽光を集光して集熱管４１ｋを流れる熱媒体が加熱されるソーラフィールド４を備えている。
　また、コンバインドサイクルプラントＰ１は、ガスタービン１３の排気ガスの熱およびソーラフィールド４で獲得した太陽熱で生成した亜臨界圧の過熱蒸気Ｊの熱エネルギを回転エネルギに変換して発電機５で発電させる蒸気タービン３１を備えている。
　なお、ガスタービン１３で発電される発電機５と、蒸気タービン３１で発電される発電機５とは同一の発電機としたが、別の発電機でもよい。
　なお、亜臨界圧の蒸気とは、気相、液相間の相変化がある蒸気をいう。
　そして、コンバインドサイクルプラントＰ１は、蒸気タービン３１に蒸気を供給する設備として、蒸気タービン３１から排出される蒸気を冷却水で水に戻す復水器３２と、復水器３２から送られる復水ｗ０を煙道２ｅにてガスタービン１３の排気ガスの熱および太陽熱で蒸気とし、当該蒸気を蒸気タービン３１に供給する排熱回収ボイラ２とを具備している。
　詳細には、コンバインドサイクルプラントＰ１は、蒸気を生成する構成として、復水器３２からの復水ｗ０を煙道２ｅにてガスタービン１３の排気ガスの熱で加熱するエコノマイザ２１と、エコノマイザ２１で加熱された温水ｗ１が供給され煙道２ｅにてガスタービン１３の排気ガスの熱で蒸気とする蒸気発生器２２と、蒸気発生器２２で発生した蒸気と温水ｗ１とを分離する汽水分離ドラム２３とを備えている。
　また、コンバインドサイクルプラントＰ１は、蒸気を生成する構成として、汽水分離ドラム２３に配設され太陽熱で加熱された熱媒体ｎの熱を汽水分離ドラム２３内の流体(温水、蒸気)に放熱し蒸発を促進する太陽熱放熱部４２０と、汽水分離ドラム２３内で分離された飽和蒸気を煙道２ｅにてガスタービン１３の排気ガスの熱で沸騰温度よりも高い温度の亜臨界圧の過熱蒸気Ｊ４とする過熱器２４とを備えている。亜臨界圧の過熱蒸気Ｊ４は蒸気タービン３１に送られる。
　一方、復水器３２からエコノマイザ２１に供給される復水ｗ０の流量は、流量調整弁３５で調整される。
　＜コンバインドサイクルプラントＰ１の動作＞
　次に、コンバインドサイクルプラントＰ１の動作について順をおって説明する。
　コンバインドサイクルプラントＰ１において、吸入される空気は圧縮機１１で圧縮され燃焼器１２に送られる。燃焼器１２では圧縮空気は酸化剤として燃料との燃焼により加熱され、高温高圧の排ガスとなってガスタービン１３に送られ断熱膨張し動力を得る。ガスタービン１３のタービン翼(図示せず)の回転エネルギは発電機５で電気エネルギに変換され電力が得られる。
　ガスタービン１３から排出される高温の排気ガスは、排熱回収ボイラ２に導かれ、煙道２ｅを通過する際に、煙道２ｅに配設される過熱器２４、蒸発器２２、エコノマイザ２１の順に熱がそれぞれ回収され、低温ガスとなり排気される。
　一方、自然エネルギの太陽熱を獲得するソーラフィールド４では、集光器４１で太陽光が集熱管４１ｋに集光され集熱管４１ｋを流れる熱媒体ｎを太陽熱で加熱する。
　また、蒸気タービン３１から排出される蒸気は、復水器３２で冷却水をもって凝縮され復水ｗ０となる。復水ｗ０は低温であり、給水として煙道２ｅ内のエコノマイザ２１でガスタービン１３からの高温の排気ガスで加熱され温水ｗ１となり、汽水分離ドラム２３に送られる。
　汽水分離ドラム２３に送られる温水ｗ１は、蒸発器２２で排気ガスの熱により蒸発させ、汽水分離ドラム２３で、温水ｗ１から蒸発した蒸気と温水ｗ１とを分離する。
　一方、太陽熱１で加熱された熱媒体ｎは汽水分離ドラム２３の液溜まりに設けられた太陽熱放熱部４２０に送られ、汽水分離ドラム２３内の未蒸発の液(温水ｗ１)を加熱する。
　前記したように、排気ガスの熱(排熱)および太陽熱で温水ｗ１から生成された蒸気は、汽水分離ドラム２３で温水ｗ１と分離され、過熱器２４で沸点以上に過熱された過熱蒸気となる。過熱蒸気は蒸気タービン３１に送られ、過熱蒸気の熱エネルギで蒸気タービン３１を駆動する。蒸気タービン３１の回転エネルギは発電機５で電気エネルギに変換され電力が得られる。
　＜ガスタービン１３の排気ガスと復水器３２からの給水との熱平衡＞
　次に、排熱回収ボイラ２におけるガスタービン１３からの排気ガスと復水器３２からの給水(復水ｗ０)との熱平衡の現象について説明する。
　図２に、復水器からの給水から亜臨界圧蒸気を生成する場合の排気ガスと給水との熱平衡線図(横軸の交換熱量Ｑに対する縦軸の温度Ｔの関係)を表す。なお、図２では、給水の飽和温度(沸点)は変わらないと仮定している。
　図２の破線は太陽熱の無い場合の排気ガス温度(図２の破線ｂ０)と給水温度（水・蒸気の温度、以下、給水温度）(図２の破線ａ０)を示し、実線は太陽熱がある場合の排気ガス温度(図２の実線ｂ１)と給水温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）(図２の実線ａ１)を示す。
　図２では、排気ガスの熱(交換熱量Ｑ)は復水器３２からの給水(復水ｗ０)に移動するので、排気ガス温度(図２の破線ｂ０、実線ｂ１)は温度Ｔが低下する方向(交換熱量Ｑが減少する方向)に遷移し(図２の右から左)、給水温度(図２の破線ａ０、実線ａ１)は温度Ｔが上昇する方向(交換熱量Ｑが増加する方向)に遷移する(図２の左から右)。
　まず、破線の太陽熱が無い場合を考える。
　ガスタービン１３からの排気ガスはボイル－シャルルの法則が成立する内部エネルギが絶対温度の一次関数で表される理想気体で近似される。そのため、交換熱量Ｑに対しほぼ線形で温度が低下する。
　復水器３２からの給水(復水ｗ０)は圧力で定まる飽和温度(沸点)で蒸発するため、図２の破線ａ０１に示すように、交換熱量Ｑに対し温度が一定となる。なお、図２では、太陽熱の無い場合の給水温度を示す破線ａ０１は、太陽熱がある場合の給水温度を示す実線ａ１１と重なっている。
　給水(復水ｗ０)は、破線ａ００から飽和温度(図２の破線ａ０１の温度)までは、給水加熱装置のエコノマイザ２１(図１参照)での加熱を表し、液相が保たれる。図２の破線ａ０１では気液の二相状態となる。
　飽和温度(図２の破線ａ０１)より高くなるのは蒸発した気相であり(図２の破線ａ０２)、過熱器２４(図１参照)でガスタービン１３からの排気ガスにより過熱される。
　ガスタービン１３からの排気ガスの温度(図２の破線ｂ０)と復水器３２からの給水の温度(図２の符号ａ０)は、給水が蒸発を開始する点で最も接近する。これがピンチポイントｐと称される。
　実線の太陽熱がある場合を考える。
　前記したように、図２の実線ｂ１が太陽熱がある場合のガスタービン１３からの排ガスの温度であり、実線ａ１が復水器３２からの給水の温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）である。
　汽水分離ドラム２３の液溜まりを、ソーラフィールド４にて太陽熱で加熱された熱媒体ｎが流れる太陽熱放熱部４２０(図１参照)で加熱することを考える。この場合、ガスタービン１３からの排気ガスの熱とは別に、太陽熱から得た熱媒体ｎの熱が液溜まりの液(温水ｗ１、飽和液)を加熱する。
　復水器３２からの給水ｗ０の蒸気量は太陽熱が無いときに比べ増加する(図２の実線ａ１２参照)が、図２のように給水の沸騰時の圧力が保たれるとすると、図２の実線ａ１１に示すように、飽和温度(沸点)は変わらない。蒸発に必要な熱量の一部を、太陽熱放熱部４２０で放出される熱媒体ｎの熱が担うことになる。
　破線の太陽熱が無い場合のピンチポイントｐでの排気温度(ｂ０)と給水温度(ａ０)の温度差と、実線の太陽熱が有る場合のピンチポイントｐ´での排気温度(ｂ１)と給水温度(ａ１)の温度差が変わらないとき、交換熱量は太陽熱投入により増加(＝図２のＱ１－Ｑ０)する。これは、図２の破線ｂ０から実線ｂ１へ、排気ガスの出口温度が低下するためである。
　図３は図２と同様に復水器からの給水(復水ｗ０)から亜臨界圧蒸気を生成する排気ガスと給水との熱平衡線図(横軸の交換熱量Ｑに対する縦軸の温度Ｔの関係)を表す。なお、図３では、図２の場合と異なり、実用に沿ったものであり、給水の飽和温度(沸点)が変わる場合である。
　図３の破線は太陽熱の無いときの排気温度(図３の破線ｂ０)と給水温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）(図３の破線ａ０)を示し、実線は太陽熱がある場合の排気温度(図３の実線ｂ２)と給水温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）(図３の実線ａ２)を示す。
　図３では、図２と同様に、排気ガスの熱(交換熱量Ｑ)は復水器３２からの給水(復水ｗ０)に移動するので、排気ガス温度(図３の破線ｂ０、実線ｂ２)は温度Ｔが低下する方向(交換熱量Ｑが減少する方向)に遷移し(図３の右から左)、給水温度(図３の破線ａ０、実線ａ２)は温度Ｔが上昇する方向(交換熱量Ｑが増加する方向)に遷移する(図３の左から右)。
　実線の太陽熱がある場合、実線ｂ２が太陽熱がある場合のガスタービン１３からの排ガスの温度であり、実線ａ２が復水器３２からの給水の温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）である。
　図２の場合と同様、汽水分離ドラム２３の液溜まりをソーラフィールド４にて太陽熱で加熱した熱媒体が流れる太陽熱放熱部４２０(図１参照)で加熱することを考える。
　この場合、ガスタービン１３からの排気ガスの熱とは別に、太陽熱から得た熱媒体ｎの熱が液溜まりの液(飽和液)を加熱する。
　復水器３２からの給水(復水ｗ０)の蒸気量が太陽熱が無いときに比べ増加する(図３の実線ａ２)と、図２と異なり、実際には給水の沸騰時の圧力が上昇し、図３の実線ａ２１のように、飽和温度(沸点)が破線ａ０１に比べて上昇する。
　ここで、蒸発に必要な熱量の一部を、太陽熱放熱部４２０で熱媒体から放出される熱が担うことになる。
　破線の太陽熱がない場合のピンチポイントｐでの排気温度と給水温度の温度差と、実線の太陽熱がある場合のピンチポイントｐ´での排気温度と給水温度の温度差とが変わらないとき、交換熱量(回収熱量)は太陽熱投入により増加(＝図３のＱ２－Ｑ０)する。つまり、回収熱量Ｑ０は太陽熱投入により回収熱量Ｑ２に増加する。これは、図３の破線ｂ０から実線ｂ２へ、ガスタービン１３からの排気ガスの出口温度が低下するためである。
　すなわち、蒸気タービン３１が同一であれば、蒸気流量が増えれば蒸気圧力が上がり、飽和温度が、図３の破線ａ０１から破線ａ２１に示すように上昇する。
　蒸気圧力の上昇は蒸気タービン３１の特性に依存する。一般的に、蒸気圧力が増加することにより蒸気の熱エネルギが増加し、蒸気タービン３１で熱エネルギから変換される機械エネルギが増加する。そのため、蒸気タービン３１の熱効率が向上する。
　つまり、発電出力＝回収熱量(Ｑ２)■熱効率　の関係にあるので、発電出力が増大する。
　＜循環型の蒸発方式＞
　図４は、実施形態１の亜臨界圧蒸気を生成する循環型の蒸発方式の排熱回収ボイラと太陽熱蒸発器の構成図である。つまり、図４は、図１のコンバインドサイクルプラントＰ１の循環型の蒸発方式の例である排熱回収ボイラ２および太陽熱放熱部４２０で復水器３２から送られる給水を蒸発させる具体的(詳細)構成を示している。なお、図４ではポンプを省略して示している。
　図４に新たに図示する構成要素としては、エコノマイザ２１で加熱された温水ｗ１を汽水分離ドラム２３から蒸気発生器２２に向け下降させる下降管２２１と、蒸気発生器２２内の温水ｗ１を蒸発させる蒸発管２２２とがある。蒸発管２２２、下降管２２１はそれぞれ鉛直方向に沿って設置され、上方に汽水分離ドラム２３が設けられる。
　図４に示すように、排熱回収ボイラ２内に蒸気発生器２２と太陽熱蒸気発生器４２とが、水平方向に並んで設けられる。
　太陽熱蒸気発生器４２は、汽水分離ドラム２３に送られた温水ｗ１が、下降管２２１を下降し蒸発管２２２への流れと分岐され、蒸気発生器連通管２２ｒを介して送られる。そして、当該温水ｗ１を太陽熱放熱部４２０で蒸発させる(蒸気Ｊ２)。
　次に、図４に示す循環型の蒸発方式の排熱回収ボイラ２、太陽熱蒸発器４２等で成る構成の作用について説明する。
　まず、太陽熱が無い場合を説明する。
　汽水分離ドラム２３の下部には飽和水(温水ｗ１)が貯留する。汽水分離ドラム２３内の飽和水(温水ｗ１)が、下降管２２１に供給され、下降管２２１を流下し、蒸気発生器２２内に流入する。
　蒸気発生器２２に設けられる複数の蒸発管２２２では、ガスタービン１３の排気ガスの熱が飽和水(温水ｗ１)に伝わり、飽和水(温水ｗ１)が蒸発する。
　複数の蒸発管２２２では飽和水(温水ｗ１)が部分的に蒸気Ｊ１となり、汽水分離ドラム２３を介して、過熱器２４に流入する。過熱器２４では蒸気Ｊ１が沸点以上に加熱され、亜臨界圧の多少温度が下がっても水に戻らない効率がよい過熱蒸気となって、蒸気タービン３１に送られる。
　一方、蒸発管２２２で、飽和水(温水ｗ１)が部分的に蒸気Ｊ１となると、蒸気発生器２２内の飽和水(温水ｗ１)の水頭圧が減少するため、飽和水(温水ｗ１)が汽水分離ドラム２３から下降管２２１を下降して蒸気発生器２２に流入する。そして、蒸気発生器２２の複数の蒸発管２２２で飽和水(温水ｗ１)が蒸発し蒸気Ｊ１となり、蒸発管２２２から汽水分離ドラム２３に流入する。
　すなわち、蒸気発生器２２内の飽和水(温水ｗ１)が部分的に蒸気Ｊ１となることで飽和水(温水ｗ１)の水頭圧が減少し、汽水分離ドラム２３、下降管２２１、蒸気発生器２２、蒸発管２２２の順に流れる循環流が生じる。
　蒸気発生器２２内の飽和水(温水ｗ１)の水頭圧の減少は飽和水(温水ｗ１)の蒸発量に応じて決まり、飽和水(温水ｗ１)の汽水分離ドラム２３から蒸気発生器２２への流量は蒸発量に比例する。
　蒸気Ｊ１は、汽水分離ドラム２３を介して、過熱器２４に流入する。過熱器２４では蒸気Ｊ１は沸点以上に加熱され、亜臨界圧の過熱蒸気となって、蒸気タービン３１に送られる。
　一方、上述したように、太陽熱蒸気発生器４２は下降管２２１に対して蒸発管２２２と並列に設けられる。
　太陽熱蒸気発生器４２に、ソーラフィールド４における熱媒体ｎ１への太陽熱の入熱が無ければ、飽和水(温水ｗ１)の蒸発は生じず、太陽熱蒸気発生器４２は飽和水(温水ｗ１)で満たされる。
　下降管２２１と太陽熱蒸気発生器４２とは、飽和水で満たされる蒸気発生器２２、蒸気発生器連通管２２ｒを介して、接続されているので、下降管２２１と太陽熱蒸気発生器４２とで水頭圧は一致する。そのため、循環流は生じない。
　これに対して、太陽熱蒸気発生器４２に、ソーラフィールド４における熱媒体ｎ１への太陽熱の入熱がある場合、飽和水(温水ｗ１)が汽水分離ドラム２３から下降管２２１を下降し、蒸発管２２２への流れと太陽熱蒸気発生器４２への流れとに分岐される。
　下降管２２１を下降し分岐して太陽熱蒸気発生器４２に送られた飽和水(温水ｗ１)は、太陽熱蒸気発生器４２において、飽和水(温水ｗ１)と太陽熱で加熱された熱媒体ｎ１との熱交換が行われ飽和水(温水ｗ１)が蒸発し、蒸気Ｊ２を発生する。
　太陽熱蒸気発生器４での蒸発により、太陽熱蒸気発生器４２における飽和水(温水ｗ１)の水頭圧が低下するため、飽和水(温水ｗ１)の水頭圧が太陽熱蒸気発生器４２より高い下降管２２１から、太陽熱蒸気発生器４２に飽和水が供給される。
　蒸気Ｊ１、Ｊ２は、汽水分離ドラム２３を介して、過熱器２４に流入する。過熱器２４では蒸気Ｊ１、Ｊ２は沸点以上に加熱され、亜臨界圧の過熱蒸気となって、蒸気タービン３１に送られる。
　一方、復水器３２から、調整弁３５、エコノマイザ２１を介しての給水(復水ｗ０)の流量は、熱媒体ｎ１への太陽熱の入熱に応じて、流量調整弁３５により制御される。
　＜貫流型の蒸発方式＞
　図５は、実施形態１の亜臨界圧蒸気を生成する貫流型の蒸発方式の排熱回収ボイラと太陽熱蒸発器の構成図である。つまり、図５は、コンバインドサイクルプラントＰ１の貫流型の蒸発方式であり、復水器３２から送られる復水ｗ０を、図４の循環型とは異なり、循環させることなく貫流させて蒸発させる具体的(詳細)構成を示している。
　そのため、図４の汽水分離ドラム２３を設けない。
　なお、図５ではポンプを省略して示している。
　図１になく図５に新たに図示する構成要素としては、復水ｗ０がエコノマイザ２１で加熱された飽和水(温水ｗ１)が送られる蒸気発生器連通管(分岐部)２２ｒと、蒸気発生器２２に設けられ蒸気発生器２２内の温水ｗ１を蒸発させた蒸気Ｊ１とする蒸発管２２２とを備える。蒸気発生器連通管２２ｒは、図４と同様に、太陽熱蒸気発生器４２での蒸発を促進するため、排熱回収ボイラ２の煙道２ｅの外部に設けた場合を例示している。
　なお、蒸発管２２２は、蒸気発生器２２内の温水ｗ１を蒸発させ当該蒸気を上方に送るため鉛直方向に沿って設置される。
　さらに、排熱回収ボイラ２は、太陽熱放熱部４２０を内包する太陽熱蒸気発生器４２を具える。太陽熱蒸気発生器４２では、復水ｗ０がエコノマイザ２１で加熱され蒸気発生器２２内に送られた飽和水(温水ｗ１)を、太陽熱放熱部４２０で太陽熱により加熱された熱媒体ｎ２と熱交換して蒸発させ、蒸気Ｊ３とする。
　図５に示すように、排熱回収ボイラ２内に蒸気発生器２２と太陽熱蒸気発生器４２とは水平方向に並んで設けられる。
　図５の貫流型では、復水ｗ０がエコノマイザ２１で加熱された飽和水(温水ｗ１)は、蒸気発生器連通管２２ｒに送られ、蒸気発生器連通管２２ｒ(分岐部)で、蒸気発生器２２と太陽熱蒸気発生器４２とに分流される。
　蒸気発生器２２に送られた給水(温水ｗ１)は、蒸気発生器２２の蒸発管２２２において温水ｗ１が蒸発し蒸気Ｊ１となり、蒸気Ｊ１が蒸気発生器２２を貫流し、過熱器２４に送られる。
　具体的には、飽和水(温水ｗ１)は、蒸気発生器２２の蒸発管２２２でガスタービン１３の排気ガスの熱で加熱される。加熱により飽和水(温水ｗ１)が沸騰し、気体分子の密度が高い蒸気Ｊ１が気体分子の密度が低い飽和水(温水ｗ１)に対して上昇流を生じ、過熱器２４へ流入する。過熱器２４で蒸気Ｊ１はガスタービン１３の排気ガスの熱で過熱され亜臨界圧の過熱蒸気になり、蒸気タービン３１に送られる。
　一方、太陽熱蒸気発生器４２は、前記したように、複数の蒸発管２２２と並列に(並んで)設けられる。
　太陽熱蒸気発生器４２に、ソーラフィールド４における熱媒体ｎ２への太陽熱の入熱が無い場合、太陽熱蒸気発生器４２に送られた飽和水(温水ｗ１)の蒸発は生じず、太陽熱蒸気発生器４２は飽和水(温水ｗ１)で満たされる。
　複数の蒸発管２２２と太陽熱蒸気発生器４２とは、飽和水で満たされる蒸気発生器２２、蒸気発生器連通管２２ｒを介して、接続されているので、複数の蒸発管２２２と太陽熱蒸気発生器４２とで水頭圧は一致する。そのため、循環流が生じない。
　これに対して、太陽熱蒸気発生器４２に、ソーラフィールド４における熱媒体ｎ２への太陽熱の入熱がある場合、太陽熱蒸気発生器４２に送られた飽和水(温水ｗ１)は、太陽熱蒸気発生器４２において、太陽熱で加熱された熱媒体ｎ２との熱交換が行われ蒸発し、蒸気Ｊ３を発生する。
　太陽熱蒸気発生器４２での蒸発により、太陽熱蒸気発生器４２における飽和水(温水ｗ１)の水頭圧が低下する。また、前記したように、複数の蒸発管２２２において飽和水(温水ｗ１)の蒸発し、蒸気Ｊ１が発生する場合には、複数の蒸発管２２における飽和水(温水ｗ１)の水頭圧が低下する。
　そのため、太陽熱蒸気発生器４２と複数の蒸発管２２２とのうち、水頭圧が高い方から水頭圧が低い方へ、飽和水(温水ｗ１)が流入する。
　ただし、貫流型の場合も、複数の蒸発管２２２および太陽熱蒸気発生器４２では、水頭圧により蒸発量に応じて流入する飽和水(温水ｗ１)の流量が決まるように設計される。飽和蒸気(Ｊ１、Ｊ３)は合流して、過熱器２４に供給される。蒸気Ｊ３は、蒸気Ｊ１と同様、過熱器２４へ流入し、過熱器２４で蒸気Ｊ３はガスタービン１３の排気ガスの熱で過熱され亜臨界圧の過熱蒸気になり、蒸気タービン３１に送られる。
　蒸気発生器連通管２２への給水流量は流量調整弁３５で、ソーラフィールド４における熱媒体ｎ２への太陽熱の入熱に応じて制御される。そのため、複数の蒸発管２２２および太陽熱蒸気発生器４２での蒸発量が低下すると、それぞれの水頭圧が上昇するので、給水流量が減少する。一方、複数の蒸発管２２２および太陽熱蒸気発生器４２での蒸発量が上昇すると、それぞれの水頭圧が低下するので、給水流量が増加する。
　上記構成によれば、亜臨界圧蒸気を生成する場合に排熱回収ボイラ２の蒸発器の汽水分離ドラム２３の液(温水ｗ１)を太陽熱で加熱し、太陽熱量に応じ、復水器３２からの給水流量を増加する。これにより、エコノマイザ２１、過熱器２４の水・蒸気流量が増加するため、蒸気条件が保たれ排熱回収を増やすことができる。汽水分離ドラム２３における汽水分離は重力(重力加速度ｇ)を利用したものであり、鉛直方向に設けられる排熱回収ボイラ２の蒸発管２２２に太陽熱蒸気発生器４２を併置している。
　このように、太陽熱を用いて給水(温水ｗ１)を加熱して、ピンチポイントの制約を緩和するので、蒸気の飽和温度が上昇し飽和圧力が高まるため熱エネルギが増加し、蒸気タービン３１の効率が高まる。また、蒸気量を増加できるので、ガスタービン１３の排気ガスの温度を低下させることが可能となり、回収熱量を増加させることができる。
　従って、コンバインドサイクルプラントＰ１の発電出力を向上させることができる。
　なお、図４、図５では、太陽熱蒸気発生器４２の数は一つの場合を例示したが、２つ以上としてもよい。なお、太陽熱蒸気発生器４２を排熱回収ボイラ２内に配置した場合を例示したが、排熱回収ボイラ２外に配置してもよい。
＜＜実施形態２＞＞
　次に、実施形態２のコンバインドサイクルプラントＰ２(図８参照)について説明する。
　実施形態１では、亜臨界圧蒸気を用いるコンバインドサイクルプラントＰ１を説明したが、実施形態２のコンバインドサイクルプラントＰ２は、復水器３２からの給水(復水ｗ０)を気相、液相間の相変化が無くなる超臨界流体とする場合である。
　図６(ａ)は復水器からの給水(復水ｗ０)から超臨界流体を生成するガスタービンの排気ガスと復水器からの給水との熱平衡線図を表す。図６(ａ)の横軸は交換熱量Ｑであり、図６(ａ)の縦軸は温度Ｔである。図６(ａ)において、太実線ａ３は復水器からの給水、その蒸気温度を示し、細実線ｂ３はガスタービンの排気ガス温度を示す。図６（ｂ）、（ｃ）は後記する。
　図６(ａ)では、排気ガスの熱(交換熱量Ｑ)は復水器３２からの給水(復水ｗ０)に移動するので、排気ガス温度(図６(ａ)の細実線ｂ３)は温度Ｔが低下する方向(交換熱量Ｑが減少する方向)に遷移し、給水温度(図６(ａ)の太実線ａ３)は温度Ｔが上昇する方向(交換熱量Ｑが増加する方向)に遷移する。
　超臨界状態では気相、液相の区別は無くなる。しかしながら、亜臨界圧蒸気での蒸発過程の影響が残り、熱交換量Ｑに対する温度上昇が小さい状態があり、排気温度(図６(ａ)の細実線ｂ３)と給水温度(図６(ａ)の太実線ａ３)の温度差が縮小するピンチポイントｐ１が生じる。
　図６(ｂ)、(ｃ)は排熱(ガスタービンの排気ガスの熱)に加え、太陽熱をピンチポイントの前後にそれぞれ加えたときの給水温度の変化を模式的に示す。
　図６(ｂ)、(ｃ)の横軸はそれぞれ交換熱量Ｑであり、図６(ｂ)、(ｃ)の縦軸はそれぞれ温度Ｔである。
　図６(ｂ)において、太実線ａ４は復水器３２からの給水、その蒸気を示し、細実線ｂ４はガスタービンの排気ガスを示す。また、図６(ｃ)において、太実線ａ５は復水器３２からの給水、その蒸気を示し、細実線ｂ５はガスタービン５の排気ガスを示す。
　図６(ｂ)、(ｃ)も、図６(ａ)と同様に、排気ガスの熱(交換熱量Ｑ)は復水器３２からの給水(復水ｗ０)に移動するので、排気ガス温度(図６(ｂ)、(ｃ)の細実線ｂ４、ｂ５)は温度Ｔが低下する方向(交換熱量Ｑが減少する方向)に遷移し、給水温度(図６(ｂ)、(ｃ)の太実線ａ４、ａ５)は温度Ｔが上昇する方向(交換熱量Ｑが増加する方向)に遷移する。
　図６(ｂ)は排気温度(図６(ｂ)の細実線ｂ４)と給水温度(図６(ｂ)の太実線ａ４)の温度差が縮小するピンチポイントｐ２の手前で太陽熱を加えた場合である。
　熱交換量Ｑを排気ガスとの熱交換量とすると、太陽熱をガスタービン５の排気ガスの熱とは別に加えることで、復水器３２からの給水の温度は不連続に上昇する(図６(ｂ)の矢印α１参照)。図６(ｂ)に図示するように、ピンチポイントｐ２の手前で太陽熱を加えた場合、給水温度は容易に排気温度を超える(図６(ｂ)の破線ａ４０参照)。これは現実的には起こり得ず、実際には復水器３２からの給水に太陽熱を加えることにより、ガスタービン５の排気ガスからの給水(復水０、温水ｗ１等)への熱回収が阻害されることとなる。
　これに対して、図６(ｃ)はピンチポイントｐ３を過ぎて太陽熱を加える場合である。
　図６(ｃ)では、熱交換量Ｑに対する温度上昇が小さい状態(図６(ｃ)の太実線ａ５０)に太陽熱を加えるため、排気ガスｂ５の温度が給水(蒸気)(図６(ｃ)の太実線ａ５)の温度を常に上回り、排気ガスｂ５からの給水への熱回収は阻害されにくい。
　図７では、超臨界流体を生成する場合のピンチポイントｐ４を過ぎて太陽熱を給水に加えた場合を太陽熱が無い場合と比較する。
　図７の点線は太陽熱の無いときの給水温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）(図７の太破線ａ６)と排気温度(図７の細破線ｂ６)とを示し、実線は太陽熱がある場合の給水温度（水・蒸気の温度、以下給水温度）(図７の太実線ａ７)と排気ガス温度(図７の細実線ｂ７)とを示す。
　太陽熱を加えた場合(図７の太実線ａ７、細実線ｂ７)、蒸気量が増えるが、蒸気条件は保たれることを想定した。給水温度Ｔ１で給水温度Ｔ２に太陽熱で加熱する場合を図示した。
　超臨界状態であると熱交換量Ｑが増加するとともに温度(太実線ａ７)が太陽熱を加えた場合も単純に上昇する。太陽熱なしの排気ガス温度(図７の細破線ｂ６)は、太陽熱で加熱することで、排気ガス温度(図７の細実線ｂ７)に低下するため、回収熱量がＱ０からＱ３に増加する。
　一方、前記した図２は亜臨界圧に関する図７の給水温度Ｔ１と給水温度Ｔ２が等しい特別な場合である。ただし、図７の超臨界圧状態では気相と液相との区別ができないため亜臨界圧と違い汽水分離の考え方は使えない。
　図８は実施形態２の超臨界流体を生成する太陽熱を複合させたコンバインドサイクルプラント(Ｐ２)のシステム構成図である。
　実施形態２の実施形態１(図１参照)と同様な構成要素には同一の符号を付して示し、実施形態２の実施形態１(図１参照)と異なる構成要素に関してのみ説明を行う。なお、図８ではポンプを省略して示している。
　流量調整弁３５の下流には、排熱回収ボイラ２の煙道２ｅに、低温熱交換器２０１、高温熱交換器２０２が排気ガスの流れの下流から上流に直列に配設される。また、復水器３２からの給水(復水ｗ０)が流れる低温熱交換器２０１の下流と高温熱交換器２０２の上流との間には、給水とソーラフィールド４で太陽熱で加熱された熱媒体ｎ３との熱交換が行われる太陽熱熱交換器４０２の太陽熱放熱部４２０が設けられている。
　復水器３２から供給される給水(復水ｗ０)は、不図示のポンプにより超臨界圧の圧力をもって、低温熱交換器２０１、太陽熱熱交換器４０２、高温熱交換器２０２の順に図８の矢印のように流れる。
　次に、コンバインドサイクルプラントＰ２における低温熱交換器２０１、太陽熱熱交換器４０２、高温熱交換器２０２での給水(復水ｗ０)の挙動について説明する。
　復水器３２から供給され不図示のポンプにより超臨界圧とされる給水(復水ｗ０)は、煙道２ｅにおいて、低温熱交換器２０１でのガスタービン１３の排気ガスとの熱交換で加熱された後、太陽熱熱交換器４０２に送られ、太陽熱熱交換器４０２の太陽熱放熱部４２０における太陽熱で加熱された熱媒体ｎ３との熱交換により加熱される。
　こうして、低温熱交換器２０１、太陽熱熱交換器４０２で加熱された給水は、再び、排熱回収ボイラ２の高温熱交換器２０２で加熱され、高温高圧の超臨界流体Ｊ４が作られる。
　ここで、ピンチポイントｐ４(図７参照)は低温熱交換器２０１内で発生させる。また、高温熱交換器２０２で超臨界流体Ｊ４に過熱する。
　給水流量は流量調整弁３５で、ソーラフィールド４での太陽熱の熱媒体ｎ３への入熱に応じて制御する。ソーラフィールド４において、太陽熱の入熱が無い場合、太陽熱熱交換器４０２での給水との熱交換は無く、太陽熱熱交換器４０２内の給水の温度はＴ１に保たれる。
　上記の超臨界流体Ｊ４を生成する場合、排熱回収ボイラ２内に高温熱交換器２０２と低温熱交換器２０１に分け、低温熱交換器２０１でピンチポイントｐ４を発生させる。排熱回収ボイラ２の外に太陽熱熱交換器４０２を設け、超臨界圧の給水を低温熱交換器２０１、太陽熱熱交換器４０２、高温熱交換器２０２の順に通過させるので、超臨界流体Ｊ４を生成できる。太陽熱量に応じ流量調整弁３５で給水流量を増減する。高温熱交換器２０２と低温熱交換器２０１の水・蒸気流量が増加するため、蒸気条件が保たれ排熱回収を増やすことができる。
＜＜その他の実施形態＞＞
　なお、実施形態２では、復水器３２から供給される給水(復水ｗ０)を不図示のポンプにより超臨界圧で、低温熱交換器２０１、太陽熱熱交換器４０２、高温熱交換器２０２に送る場合を例示したが、給水(復水ｗ０)を不図示のポンプにより超臨界圧未満の圧力で送り、熱交換器の数を増加させて給水の温度を上昇させることで、超臨界流体Ｊ４を生成する構成としてもよい。また、熱交換器間にポンプなどの圧力増加手段を用いて、給水(復水ｗ０)または蒸気を超臨界圧としもよい。
　また、実施形態２では、排熱回収ボイラ２内に２つの熱交換器(２０１、２０２)と１つの太陽熱熱交換器４０２を設ける場合を例示したが、排熱回収ボイラ２内の熱交換器、太陽熱熱交換器はそれぞれその他の数としてもよい。
　また、実施形態２では、排熱回収ボイラ２内に２つの熱交換器(２０１、２０２)間に、太陽熱熱交換器４０２を設ける場合を例示したが、排熱回収ボイラ２内の熱交換器と太陽熱熱交換器との配列はその他の配列を採用してもよい。
　なお、前記実施形態では、作動媒体として水(復水ｗ０、温水ｗ１)・蒸気を例示したが、作動媒体は二酸化炭素(ＣＯ２)、アンモニア(ＮＨ３)、メタン(ＣＨ４)等その他の媒体としてもよく、作動媒体は任意に選択可能である。
　すなわち、本発明は作動媒体を水・蒸気に限定せず、臨界点を有する全てのガスを用いたシステムに適用可能である。また、排気ガスはガスタービンからの排気に限定するものではなく、その他の排気ガスを用いてもよい。
　２　　　排熱回収ボイラ
　５　　　発電機
　１３　　ガスタービン
　２１　　エコノマイザ(給水加熱装置)
　２２　　蒸気発生器
　２２ｒ　蒸気発生器連通管(分岐部)
　２３　　汽水分離ドラム(ドラム)
　３１　　蒸気タービン
　３５　　流量調整弁(給水の流量を制御する手段、作動媒体の流量を制御する手段)
　４２　　太陽熱蒸気発生器
　２２１　下降管
　２２２　蒸発管
　２０１　低温熱交換器(第１の熱交換器)
　２０２　高温熱交換器(第２の熱交換器)
　４０２　太陽熱熱交換器
　Ｊ１、Ｊ２　蒸気
　ｎ３　　熱媒体
　Ｐ１、Ｐ２　コンバインドサイクルプラント(コンバインドサイクル発電システム)
　ｗ１　　温水(給水、作動媒体)

Claims (7)

  1. 　ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、
    　前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられ、給水から蒸気を生成する蒸気発生器と、
    　前記蒸気発生器と並んで設けられ、前記給水から太陽熱を利用して蒸気を生成する太陽熱蒸気発生器と、
    　前記給水の流量を制御する手段とを備え、
    　前記蒸気発生器および前記太陽熱蒸気発生器のうちの前者または両者を用いて、前記蒸気タービンに与える亜臨界圧蒸気を生成する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
  2. 　請求の範囲第１項に記載のコンバインドサイクル発電システムにおいて、
    　汽水を分離するドラムと下降管、蒸発管を有する循環型であり、前記太陽熱蒸気発生器を前記蒸発管と併置し、前記下降管で分岐した給水が前記太陽熱蒸気発生器と前記蒸発管を通過し前記ドラムで合流する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
  3. 　請求の範囲第１項に記載のコンバインドサイクル発電システムにおいて、
    　分岐部で分岐された給水が複数の蒸発管に入り、発生した蒸気が合流する貫流型であり、前記太陽熱蒸気発生器を前記蒸発管と併置し、前記分岐部で分岐した給水が前記太陽熱蒸気発生器と前記蒸発管を通過して蒸気となり合流する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
  4. 　ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、
    　前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられる第１の熱交換器および第２の熱交換器と、
    　前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との間に設けられ、給水と太陽熱により加熱される熱媒体とを熱交換する太陽熱熱交換器と、
    　前記給水の流量を調整する手段とを備え、
    　前記給水の流量を調整する手段を用いて、前記給水の流量を増減させ、前記給水を前記第１の熱交換器、前記太陽熱熱交換器、前記第２の熱交換器の順に通過させて、前記蒸気タービンに与える超臨界流体を生成する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
  5. 　ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、
    　前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられ、作動媒体から蒸気を生成する蒸気発生器と、
    　前記蒸気発生器と並んで設けられ、前記作動媒体から太陽熱を利用して蒸気を生成する太陽熱蒸気発生器と、
    　前記作動媒体の流量を制御する手段とを備え、
    　前記作動媒体から、前記蒸気発生器と前記太陽熱蒸気発生器と前記作動媒体の流量を制御する手段とを用いて、前記蒸気タービンに与える亜臨界圧蒸気を生成する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
  6. 　ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、
    　前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられる第１の熱交換器および第２の熱交換器と、
    　前記第１の熱交換器と前記第２の熱交換器との間に設けられ、作動媒体と太陽熱で加熱される熱媒体とを熱交換する太陽熱熱交換器と、
    　前記作動媒体の流量を調整する手段とを備え、
    　前記作動媒体の流量を調整する手段により前記作動媒体の流量を増減させ、前記作動媒体を前記第１の熱交換器、前記太陽熱熱交換器、前記第２の熱交換器の順に通過させて、前記蒸気タービンに与える超臨界流体を生成する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
  7. 　ガスタービンと蒸気タービンと当該両タービンにより駆動される発電機とを具備し、排熱を利用するコンバインドサイクル発電システムであって、
    　前記排熱を回収する排熱回収ボイラ内に設けられる熱交換器と、
    　作動媒体と太陽熱で加熱される熱媒体とを熱交換する太陽熱熱交換器と、
    　前記作動媒体の流量を調整する手段とを備え、
    　前記作動媒体の流量を調整する手段により、前記作動媒体の流量を増減させ、前記作動媒体を前記熱交換器、前記太陽熱熱交換器を通過させて、前記蒸気タービンに与える超臨界流体を生成する
    　ことを特徴とするコンバインドサイクル発電システム。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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US5806317A (en) * 1994-03-17 1998-09-15 Siemens Aktiengesellschaft Method and device for solar steam generation
WO2011004866A1 (ja) * 2009-07-10 2011-01-13 株式会社Ihi 蒸気供給装置

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