JPH0674755B2 - ガスタービン装置 - Google Patents
ガスタービン装置Info
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- JPH0674755B2 JPH0674755B2 JP2013785A JP1378590A JPH0674755B2 JP H0674755 B2 JPH0674755 B2 JP H0674755B2 JP 2013785 A JP2013785 A JP 2013785A JP 1378590 A JP1378590 A JP 1378590A JP H0674755 B2 JPH0674755 B2 JP H0674755B2
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- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
- F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
- F02C7/12—Cooling of plants
- F02C7/16—Cooling of plants characterised by cooling medium
- F02C7/18—Cooling of plants characterised by cooling medium the medium being gaseous, e.g. air
- F02C7/185—Cooling means for reducing the temperature of the cooling air or gas
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
- F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
- F01D5/08—Heating, heat-insulating or cooling means
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
- F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
- F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
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- F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
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- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
- Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
- Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]
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Description
【産業上の利用分野】 本発明は、ガスタービン装置に関し、特に、タービン部
の冷却に使用するために圧縮機部から空気をブリードも
しくは抽気し、該空気の流れ中で水を蒸発させることに
よるタービン部の冷却に関するものである。
の冷却に使用するために圧縮機部から空気をブリードも
しくは抽気し、該空気の流れ中で水を蒸発させることに
よるタービン部の冷却に関するものである。
ガスタービンは、３つの主たる構成要素、即ち、空気を
圧縮するための圧縮機部と、圧縮された空気を燃料の燃
焼により加熱するための燃焼器部と、燃焼器部からの高
温圧縮ガスを膨張せしめるためのタービン部とから構成
されている。このようなガスタービンの最大出力を達成
するためには、燃焼器部を貫流しているガスをできるだ
け高温に加熱することが望ましい。その結果、高温ガス
にさらされるタービン部内の諸構成要素は、同構成要素
を形成する材料の温度が許容限界内に維持されるよう
に、適切に冷却しなければならない。 この冷却は、相対的に冷たい空気をタービン構成要素上
又はタービン構成要素内に通流することにより達成され
る。このような冷却空気は、効果的であるためには、加
圧しなければならないので、圧縮機部から吐出される空
気の一部分を抽気して、即ちブリードして、タービン構
成要素に分流しその冷却を行うのが一般的な慣行であ
る。冷却空気は、タービン内で膨張する高温ガスと最終
的には混合するが、燃焼過程をバイパスすることになる
ので、冷却空気を圧縮するのに費やされた仕事が全て膨
張過程で回収される訳ではない。その結果、ガスタービ
ンの出力及び効率を最大にするためには、用いられる冷
却空気の量を最小にするのが望ましい。 しかし、残念ながら、圧縮機における圧力上昇に伴う温
度上昇の結果として、圧縮機からブリードされる空気
は、比較的に高温であり、圧縮比に依存して316℃〜427
℃（600゜F〜800゜F）になる。この理由から、タービン構
成要素に導く前に空気を冷却して該空気の熱吸収能力を
高めることにより、冷却のため圧縮機からブリードされ
る空気の量を減少させることが当該技術分野において知
られている。 冷却空気を冷却するのに一般に用いられている１つの方
法においては、空気対空気冷却器が利用されている。同
冷却器において、圧縮機からブリードされた圧縮空気は
ひれ付き管を通流せしめられ、このひれ付き管上にモー
タ駆動のフアンにより大気が強制通風され、圧縮空気か
ら熱が大気に伝達される。この方法は、充分な冷却を達
成するが２つの大きな欠点を有する。第１の欠点は、冷
却器、相互接続配管、支持構造部材、ファン、モータ及
び関連の電気制御手段を必要とするために、ガスタービ
ンに対する付加的なコストが著しく大きくなることであ
る。第２の欠点は、性能に関する欠点である。冷却器に
おいて圧縮空気から取り出された熱は大気中に失われて
しまい、それによりガスタービンの熱力学的効率が損な
われる。更に、ファンを駆動するのに要求される電力を
タービンにより発生される電力から差し引かねばなら
ず、その結果としてガスタービンの正味出力が減少す
る。 ガス・蒸気タービン複合サイクルシステムで運転される
ガスタービンと関連して用いられている第２の方法にお
いては、空気対水冷却器が使用されている。この方法に
よれば、圧縮機からブリードされる空気は、ボイラの給
水が貫流している管上を流され、それにより、圧縮空気
から給水に熱が伝達される。この方法は、圧縮空気から
取り出された熱を回収してサイクルに戻すので、上述し
た方法の性能上の欠点はないが、空気対水冷却器に相当
大きな経費を要し、管に損傷が生じた場合にはタービン
は溢水による破損を受け、更に、ボイラが使用されてい
ない期間のための水循環系統を必要とするという欠点を
有する。 従って、廉価であり、動作が単純であり、信頼性を有
し、しかもガスタービンの性能を落とすことなく、冷却
の目的で圧縮機から抽気された空気を冷却するための装
置を提供することが望ましい。
圧縮するための圧縮機部と、圧縮された空気を燃料の燃
焼により加熱するための燃焼器部と、燃焼器部からの高
温圧縮ガスを膨張せしめるためのタービン部とから構成
されている。このようなガスタービンの最大出力を達成
するためには、燃焼器部を貫流しているガスをできるだ
け高温に加熱することが望ましい。その結果、高温ガス
にさらされるタービン部内の諸構成要素は、同構成要素
を形成する材料の温度が許容限界内に維持されるよう
に、適切に冷却しなければならない。 この冷却は、相対的に冷たい空気をタービン構成要素上
又はタービン構成要素内に通流することにより達成され
る。このような冷却空気は、効果的であるためには、加
圧しなければならないので、圧縮機部から吐出される空
気の一部分を抽気して、即ちブリードして、タービン構
成要素に分流しその冷却を行うのが一般的な慣行であ
る。冷却空気は、タービン内で膨張する高温ガスと最終
的には混合するが、燃焼過程をバイパスすることになる
ので、冷却空気を圧縮するのに費やされた仕事が全て膨
張過程で回収される訳ではない。その結果、ガスタービ
ンの出力及び効率を最大にするためには、用いられる冷
却空気の量を最小にするのが望ましい。 しかし、残念ながら、圧縮機における圧力上昇に伴う温
度上昇の結果として、圧縮機からブリードされる空気
は、比較的に高温であり、圧縮比に依存して316℃〜427
℃（600゜F〜800゜F）になる。この理由から、タービン構
成要素に導く前に空気を冷却して該空気の熱吸収能力を
高めることにより、冷却のため圧縮機からブリードされ
る空気の量を減少させることが当該技術分野において知
られている。 冷却空気を冷却するのに一般に用いられている１つの方
法においては、空気対空気冷却器が利用されている。同
冷却器において、圧縮機からブリードされた圧縮空気は
ひれ付き管を通流せしめられ、このひれ付き管上にモー
タ駆動のフアンにより大気が強制通風され、圧縮空気か
ら熱が大気に伝達される。この方法は、充分な冷却を達
成するが２つの大きな欠点を有する。第１の欠点は、冷
却器、相互接続配管、支持構造部材、ファン、モータ及
び関連の電気制御手段を必要とするために、ガスタービ
ンに対する付加的なコストが著しく大きくなることであ
る。第２の欠点は、性能に関する欠点である。冷却器に
おいて圧縮空気から取り出された熱は大気中に失われて
しまい、それによりガスタービンの熱力学的効率が損な
われる。更に、ファンを駆動するのに要求される電力を
タービンにより発生される電力から差し引かねばなら
ず、その結果としてガスタービンの正味出力が減少す
る。 ガス・蒸気タービン複合サイクルシステムで運転される
ガスタービンと関連して用いられている第２の方法にお
いては、空気対水冷却器が使用されている。この方法に
よれば、圧縮機からブリードされる空気は、ボイラの給
水が貫流している管上を流され、それにより、圧縮空気
から給水に熱が伝達される。この方法は、圧縮空気から
取り出された熱を回収してサイクルに戻すので、上述し
た方法の性能上の欠点はないが、空気対水冷却器に相当
大きな経費を要し、管に損傷が生じた場合にはタービン
は溢水による破損を受け、更に、ボイラが使用されてい
ない期間のための水循環系統を必要とするという欠点を
有する。 従って、廉価であり、動作が単純であり、信頼性を有
し、しかもガスタービンの性能を落とすことなく、冷却
の目的で圧縮機から抽気された空気を冷却するための装
置を提供することが望ましい。
従って、本発明の目的は、タービン圧縮機から抽気され
た圧縮空気流中の水を蒸発させることにより、タービン
効率の低下を可及的に抑えながら同圧縮空気を冷却する
ことができるガスタービン装置を提供することにある。
た圧縮空気流中の水を蒸発させることにより、タービン
効率の低下を可及的に抑えながら同圧縮空気を冷却する
ことができるガスタービン装置を提供することにある。
上述の目的を達成するため、本発明によるガスタービン
装置は、（ａ）空気を圧縮するための圧縮機部と、
（ｂ）該圧縮機部から圧縮空気を受け取り、該受け取っ
た圧縮空気中で燃料を燃焼させることにより高温圧縮ガ
スを発生するように接続された燃焼器部と、（ｃ）前記
燃焼器部から高温圧縮ガスを受け取るように接続され、
該高温圧縮ガスを膨張させるためのタービン部と、
（ｄ）前記圧縮機部と前記燃焼器部との間に設けられて
前記圧縮空気を収集するための室と、（ｅ）前記室内の
前記圧縮空気の幾分かを前記タービン部に分流させるた
めの連絡手段と、（ｆ）前記タービン部の上流側で前記
分流された空気中で水を蒸発させることにより前記ター
ビン部に分流された前記空気を冷却するための蒸発手段
と、（ｇ）水供給源からの水を前記蒸発手段に導くため
の案内手段と、（ｈ）前記蒸発の前に前記水を加熱する
ために、前記水供給源とは水が流れる関係で連絡し、前
記タービン部とはガスが流れる関係で連絡して、前記タ
ービン部で膨張したガスから前記水に熱を伝達する伝達
手段を有する加熱手段とを備えている。 このガスタービン装置において、前記加熱手段は、前記
伝達手段としての蒸発器と、該蒸発器と蒸気が流れる関
係で連通して前記水を108℃〜129℃の最適温度に加熱す
るための脱気器とを有することができる。
装置は、（ａ）空気を圧縮するための圧縮機部と、
（ｂ）該圧縮機部から圧縮空気を受け取り、該受け取っ
た圧縮空気中で燃料を燃焼させることにより高温圧縮ガ
スを発生するように接続された燃焼器部と、（ｃ）前記
燃焼器部から高温圧縮ガスを受け取るように接続され、
該高温圧縮ガスを膨張させるためのタービン部と、
（ｄ）前記圧縮機部と前記燃焼器部との間に設けられて
前記圧縮空気を収集するための室と、（ｅ）前記室内の
前記圧縮空気の幾分かを前記タービン部に分流させるた
めの連絡手段と、（ｆ）前記タービン部の上流側で前記
分流された空気中で水を蒸発させることにより前記ター
ビン部に分流された前記空気を冷却するための蒸発手段
と、（ｇ）水供給源からの水を前記蒸発手段に導くため
の案内手段と、（ｈ）前記蒸発の前に前記水を加熱する
ために、前記水供給源とは水が流れる関係で連絡し、前
記タービン部とはガスが流れる関係で連絡して、前記タ
ービン部で膨張したガスから前記水に熱を伝達する伝達
手段を有する加熱手段とを備えている。 このガスタービン装置において、前記加熱手段は、前記
伝達手段としての蒸発器と、該蒸発器と蒸気が流れる関
係で連通して前記水を108℃〜129℃の最適温度に加熱す
るための脱気器とを有することができる。
図面を参照するに、第１図は、ガスタービン40を縦断面
で示している。このガスタービン（ガスタービン装置）
は、３つの主たる構成要素、即ち、圧縮機部１と、燃焼
器部２と、タービン部３とから構成されている。ロータ
４は、ガスタービン内の中心に配置されており、上記３
つの構成要素を貫通して延在している。圧縮機部は、静
翼70及び動翼71の交互する列を囲む円筒体もしくはケー
シング５から構成されている。静翼70はケーシング５に
固定されており、動翼71はロータ軸73に沿って軸方向に
隔置された複数のディスク72に固定されている。 燃焼器部２は、室を形成する円筒体もしくはケーシング
６から構成されており、上記室内には複数の燃焼器７及
び該燃焼器をタービン部に接続するダクト８が配置され
ている。ロータ軸の一部は、燃焼器部を貫通して延びて
おり、燃焼器部においてハウジング26により囲まれてい
る。また、後述する冷却空気の戻りパイプ（連絡手段）
24及び25が、ケーシング６の壁を貫通して上記室を通る
ように延び、ハウジング26の一部を囲繞するマニホルド
39で終端している。 タービン部３は、内筒９を囲繞する外筒75から構成され
ている。内筒９は、静翼10〜13及び動翼14〜17の交互す
る列を囲繞している。静翼は内筒９に固定され、動翼
は、ロータ４のタービン部を形成する複数の回転ディス
ク18〜21に固定されている。また、回転ディスク18のう
ちの最初のディスクは、ロータ軸73の端部に固定されて
いる。圧縮機部は大気30をその入口に取り込み、圧縮空
気31を、ケーシング６によって形成されている室内に排
出する。室内の圧縮空気31の殆ど大部分は、燃焼器７に
形成されている孔（図示せず）を介して同燃焼器７に流
入する。各燃焼器においては、燃料が圧縮空気と混合さ
れて燃焼され、それにより、圧縮空気の温度が上昇す
る。圧縮された高温ガス32は、次いでダクト８を経て流
れ、そこからタービン部内の静翼10〜13及び動翼14〜17
の交互する列を通流し、その際に膨張して、ロータ４を
駆動するエネルギーを発生する。その後、膨張したガス
33はタービンから出る。 タービン部内の動翼14〜17及びディスク18〜21は、燃焼
器７からの1093℃（2000゜F）を超え得る温度の高温ガス
にさらされると共に、回転により加えられる遠心力の結
果として高い応力を受ける。静翼、動翼及びディスク等
の構成要素を形成する材料が応力に耐える能力は、温度
の上昇に伴って低下するので、これ等の構成要素の温度
を許容レベル内に維持すべく適切な冷却を行うことが肝
要である。好適な実施例においては、この冷却は、ケー
シング６によって形成される室からの圧縮空気31の一部
である冷却空気34をロータのタービン部に分流すること
により達成される。この分流は、ケーシング６から出て
いる外部抽気パイプ（連絡手段）23を介して空気を抽気
することにより達成される。冷却空気34は、後述のよう
に冷却された後、戻りパイプ24及び25を介してガスター
ビンに再び流入する。該戻りパイプは空気をマニホルド
39に導く。このマニホルド39は、先に説明したように、
ロータを収容したハウジング26の一部を囲繞している。
冷却空気は、マニホルドに流入した後、穴27からハウジ
ング26内に入って、ハウジング26とロータ軸73との間に
形成されている間隙86に流入する。次いで、冷却空気
は、間隙86からロータ軸73の周辺部に形成されている孔
28を経てロータ軸の中空部85に流入する。冷却空気は、
ロータ軸の中空部85から回転ディスク18〜20に形成され
ている孔74を経てロータのタービン部に流入する。ロー
タのタービン部に流入すると、冷却空気は、このタービ
ン部内で、回転ディスク及び動翼に形成されている複数
の交錯した冷却通路（図示せず）を通流して所望の冷却
を達成する。 ここで、冷却空気は燃焼器をバイパスすることに注目す
るのが重要である。冷却空気は、最終的には高温ガスと
混合してタービン内で膨張するが、圧縮された冷却空気
の膨張からタービンにより回収される仕事は、燃焼器内
で加熱された圧縮空気の膨張から回収される仕事ほど大
きくはない。実際、圧力降下及び機械効率に起因する損
失の結果として、冷却空気から回収される仕事は、圧縮
器内で空気を圧縮するのに要求される仕事よりも小さ
い。従って、用いられる冷却空気量が大くなればなるほ
どガスタービンの正味出力は応分に小さくなる。 本発明によれば、圧縮器排出部から抽気される冷却空気
34の量は、空気を冷却しその質量流量を増すことにより
減少され、それにより、冷却空気が戻り管24及び25内に
流入する前にタービン構成要素から熱を吸収して冷却す
る該冷却空気の能力が増大する。このことは、冷却空気
34が抽気パイプ23を通流している間に、該冷却空気34内
で水を蒸発させることにより達成される。気化の潜熱が
冷却空気から水に伝達されることにより冷却空気の温度
は降下し、蒸発した水は、その質量流量を増大させる。 蒸発は、加圧された水37を噴射ノズル（蒸発手段）35に
供給することにより達成される。この噴射ノズル35は、
外部抽気パイプ23に配設されていて、冷却空気がガスタ
ービンに戻される前に水の適切な蒸発を保証し、それに
より、水滴が高温のタービン構成要素に衝突する結果と
して生ずる熱衝撃を阻止する。噴射ノズルは、従来、蒸
気タービンの過熱低減器で使用されている形式のもので
よく、良好な蒸発を確保するのに充分に微細な水滴38を
発生するように選択することができる。選択される特定
の噴射ノズルは、噴射ノズルが通流させなければならな
い水の流量（これは所望の冷却空気温度減少に依存す
る）と、この水及び冷却空気間の圧力差とに主に依存す
る。 噴射ノズルの良好な噴射特性を確保するために、噴射ノ
ズルに供給される水の圧力は、圧縮機の吐出圧力である
冷却空気の圧力よりも3.65〜10.95Kg/cm2（50〜150psi
g）だけ高くすべきである。現在使用されているガスタ
ービンの圧縮機は、10.95〜18.25Kg/cm2（150〜250psi
g）の吐出し圧力で動作するので、好適な実施例では、
水は、18.25〜21.9Kg/cm2（250〜300psig）の範囲内の
圧力で噴射ノズルに供給される。 本発明によれば、冷却空気の温度を下げるために冷却空
気から取り出される熱は、幾つかの従来法の場合とは異
なって、大気中に失われることはなく、冷却空気と共に
タービン内で燃焼空気と混合される水に添加されて、付
加的エネルギーの発生に利用される点に注目されるべき
である。 更に、水蒸気は冷却空気の幾分かと置換されるので、圧
縮機から抽気しなければならない空気の量が減少する。
圧縮機から抽気される空気が減少すると、タービンを通
る高温ガスの流量が増し、従って、ガスタービンの出力
が増大する。最近のガスタービンにおいては、タービン
出力は、タービンを通るガス流量が毎秒0.454Kg（１ポ
ンド）増加する毎に約250〜350Kw増加するので、冷却空
気中に蒸発される毎秒0.454Kg（１ポンド）の水で圧縮
機から抽気される空気を毎秒0.454（１ポンド）減少す
ることが可能となり、それに対応してタービン出力を25
0〜350Kwだけ付加的に高めることができる。 冷却空気の温度を低下させることが（先に述べたよう
に、圧縮機吐出量から抽気しなければならない冷却空気
量が減少すると言う理由から）望ましいのであるが、冷
却空気温度を或る値以下に減少させることは賢明ではな
い。その理由は、冷却空気でタービン構成要素の温度を
低下させ、それによりタービン構成要素の耐応力性が増
す反面、これ等の構成要素における熱勾配が増し、熱応
力も増大するからである。従って、過度の熱応力を生じ
ることなくタービン構成要素の充適な冷却を招来する最
適な冷却空気温度が存在する。 必要な水の流量は、冷却に用いられる空気の量に主に依
存し、従って、冷却空気1Kg当たりの水のKg数の比とし
て表すことができる。上述の最適な冷却器温度を維持す
るためには、この比は、冷却の目的で抽気される空気の
温度（この温度はガスタービンの出力及び流入する大気
の温度で変化する）及び噴射ノズルに供給される水の温
度に応じて変えなければならない。 １つの例として、ガスタービンの最大出力時に圧縮機か
ら抽気される冷却空気の温度が380℃〜397℃（715゜F〜7
45゜F）の範囲にあり、水の温度が108℃〜129℃（225゜F
〜265゜F）の範囲にあり、且つ最適冷却空気温度が192℃
（375゜F）であるとすると、冷却空気に対する水の流量
比は0.075〜0.085の範囲内にあることになる。これ等の
数字は、必要な冷却空気対水の最大比を示している。と
言うのは、最大必要水量は最大出力時に生ずると考えら
れるからである。その理由は、最大出力時に圧縮機から
抽気される冷却空気の温度が最大値になるからである。
従って、上記数値は、冷却空気を192℃（375゜F）±５％
の最適範囲内の温度に冷却するのに比較的少量の水しか
要求されないことを明らかに示している。 上に述べたように、圧縮機から抽気される冷却空気の温
度は変化するので、冷却空気の温度をその最適値に維持
するためには蒸発される水の量を変えなければならな
い。従って、本発明の実施例によれば、噴射ノズルに供
給される加圧水の流量は、第２図に示した加圧水供給管
路53に設けられている流量制御弁80を使用することによ
り変えられる。注入される水の量は温水を用いることに
より増加することができる。最大注入量は混合物中の水
蒸気の10℃（50゜F）の過熱を維持する水量である。混合
冷却空気の出口温度が192℃（375゜F）である場合には、
水蒸気の飽和温度は約160℃（325゜F）に制限される。原
水中の不純物、特に、ナトリウムやカリウムのような或
る種の金属は、タービン内に存在する高温度で、タービ
ン構成要素の腐食を生起し得ることは良く知られてい
る。従って、水を冷却空気中で蒸発する前に溶解してい
る固体を可能な限り多く除去するように水の処理を行う
のが望ましい。この目的に適う適切な水処理方法は当該
技術分野において良く知られているところであり、化学
的処理、イオン交換処理及び脱塩処理が含まれる。 本発明は、ガス・蒸気タービン複合サイクルシステムで
運転されるガスタービンで用いるのが特に有利である。
このようなシステムの一例が第２図に示してある。この
種のシステムにおいて典型的なように、ガスタービン
（ガスタービン装置）40から排出されるガス33は、熱回
収蒸気発生器を通流する。該熱回収蒸気発生器は、過熱
器62、高圧蒸発器61、エコノマイザー60及び伝達手段と
しての低圧蒸発器（加熱手段）57から構成されている。
熱回収蒸気発生器を通流してその潜熱の大部分を蒸気の
発生に費やした後に、排気ガス59が大気中に放出され
る。 第２図に示したシステムにおいては、熱回収蒸気発生器
によって発生される蒸気54は、蒸気タービン42内で膨張
して、それにより付加的な出力を発生する。蒸気タービ
ン42から排出される蒸気は、復水器43内で凝縮され、復
水は、復水器43の温水溜め44内に一時的に保持される。
漏洩、ドラムのブローダウン等により水がシステムから
損失するのは不可避であるので、必要に応じ補給水49が
温水溜め（水供給源）44に添加される。この補給水は先
に述べた周知の方法を用いて水処理プラント45で原水48
を処理することにより得られるものである。 復水及び補給水の混合物56は、加熱され、低圧蒸発器57
からの蒸気84を用いて脱気器（加熱手段）46内で脱気さ
れる。脱気器からの加熱され脱気された水50は、次いで
ボイラ給水ポンプ47内で加圧される。ここに開示した本
発明の教示による冷却方法は、ボイラ給水ポンプからの
吐出量51を２つの部分に分割することにより前記システ
ムに一体的に具現される。上記２つの部分とは、熱回収
蒸気発生器のエコノマイザー60に流入する部分52と、噴
射ノズル35に供給される部分53とである。脱気器は、典
型的に1.4〜2.8Kg/cm2（20〜40psig）の範囲内の圧力で
運転されので、噴射ノズルに供給される水の温度は、10
8℃〜129℃（225゜F〜265゜F）の範囲の温度となるであろ
う。流量制御弁80は、既に述べたように、噴射ノズルへ
の流量を調整する。このように、本発明をガス・蒸気タ
ービン複合サイクルシステムに実施することにより、設
備コストの増加を比較的小さくしつつ、特に、現存の水
処理プラント45及びボイラ給水ポンプ47の容量もしくは
能力を高めることができると言う本発明による利点を得
ることができる。 従って、本発明の好適な実施例による冷却空気の冷却
は、下記のような利点を有することが分かる。 （ｉ） 特に、本発明の実施例によれば、ガス・蒸気タ
ービン複合サイクルシステムに採用する際の設備コスト
が軽減される。 （ii） ガスタービンの出力が増大する。 （iii） 添加される水の量は比較的少なく、冷却空気
の流体としての性質は本質的に不変に留どまるので、タ
ービン内部の冷却方式を変更する必要はない。
で示している。このガスタービン（ガスタービン装置）
は、３つの主たる構成要素、即ち、圧縮機部１と、燃焼
器部２と、タービン部３とから構成されている。ロータ
４は、ガスタービン内の中心に配置されており、上記３
つの構成要素を貫通して延在している。圧縮機部は、静
翼70及び動翼71の交互する列を囲む円筒体もしくはケー
シング５から構成されている。静翼70はケーシング５に
固定されており、動翼71はロータ軸73に沿って軸方向に
隔置された複数のディスク72に固定されている。 燃焼器部２は、室を形成する円筒体もしくはケーシング
６から構成されており、上記室内には複数の燃焼器７及
び該燃焼器をタービン部に接続するダクト８が配置され
ている。ロータ軸の一部は、燃焼器部を貫通して延びて
おり、燃焼器部においてハウジング26により囲まれてい
る。また、後述する冷却空気の戻りパイプ（連絡手段）
24及び25が、ケーシング６の壁を貫通して上記室を通る
ように延び、ハウジング26の一部を囲繞するマニホルド
39で終端している。 タービン部３は、内筒９を囲繞する外筒75から構成され
ている。内筒９は、静翼10〜13及び動翼14〜17の交互す
る列を囲繞している。静翼は内筒９に固定され、動翼
は、ロータ４のタービン部を形成する複数の回転ディス
ク18〜21に固定されている。また、回転ディスク18のう
ちの最初のディスクは、ロータ軸73の端部に固定されて
いる。圧縮機部は大気30をその入口に取り込み、圧縮空
気31を、ケーシング６によって形成されている室内に排
出する。室内の圧縮空気31の殆ど大部分は、燃焼器７に
形成されている孔（図示せず）を介して同燃焼器７に流
入する。各燃焼器においては、燃料が圧縮空気と混合さ
れて燃焼され、それにより、圧縮空気の温度が上昇す
る。圧縮された高温ガス32は、次いでダクト８を経て流
れ、そこからタービン部内の静翼10〜13及び動翼14〜17
の交互する列を通流し、その際に膨張して、ロータ４を
駆動するエネルギーを発生する。その後、膨張したガス
33はタービンから出る。 タービン部内の動翼14〜17及びディスク18〜21は、燃焼
器７からの1093℃（2000゜F）を超え得る温度の高温ガス
にさらされると共に、回転により加えられる遠心力の結
果として高い応力を受ける。静翼、動翼及びディスク等
の構成要素を形成する材料が応力に耐える能力は、温度
の上昇に伴って低下するので、これ等の構成要素の温度
を許容レベル内に維持すべく適切な冷却を行うことが肝
要である。好適な実施例においては、この冷却は、ケー
シング６によって形成される室からの圧縮空気31の一部
である冷却空気34をロータのタービン部に分流すること
により達成される。この分流は、ケーシング６から出て
いる外部抽気パイプ（連絡手段）23を介して空気を抽気
することにより達成される。冷却空気34は、後述のよう
に冷却された後、戻りパイプ24及び25を介してガスター
ビンに再び流入する。該戻りパイプは空気をマニホルド
39に導く。このマニホルド39は、先に説明したように、
ロータを収容したハウジング26の一部を囲繞している。
冷却空気は、マニホルドに流入した後、穴27からハウジ
ング26内に入って、ハウジング26とロータ軸73との間に
形成されている間隙86に流入する。次いで、冷却空気
は、間隙86からロータ軸73の周辺部に形成されている孔
28を経てロータ軸の中空部85に流入する。冷却空気は、
ロータ軸の中空部85から回転ディスク18〜20に形成され
ている孔74を経てロータのタービン部に流入する。ロー
タのタービン部に流入すると、冷却空気は、このタービ
ン部内で、回転ディスク及び動翼に形成されている複数
の交錯した冷却通路（図示せず）を通流して所望の冷却
を達成する。 ここで、冷却空気は燃焼器をバイパスすることに注目す
るのが重要である。冷却空気は、最終的には高温ガスと
混合してタービン内で膨張するが、圧縮された冷却空気
の膨張からタービンにより回収される仕事は、燃焼器内
で加熱された圧縮空気の膨張から回収される仕事ほど大
きくはない。実際、圧力降下及び機械効率に起因する損
失の結果として、冷却空気から回収される仕事は、圧縮
器内で空気を圧縮するのに要求される仕事よりも小さ
い。従って、用いられる冷却空気量が大くなればなるほ
どガスタービンの正味出力は応分に小さくなる。 本発明によれば、圧縮器排出部から抽気される冷却空気
34の量は、空気を冷却しその質量流量を増すことにより
減少され、それにより、冷却空気が戻り管24及び25内に
流入する前にタービン構成要素から熱を吸収して冷却す
る該冷却空気の能力が増大する。このことは、冷却空気
34が抽気パイプ23を通流している間に、該冷却空気34内
で水を蒸発させることにより達成される。気化の潜熱が
冷却空気から水に伝達されることにより冷却空気の温度
は降下し、蒸発した水は、その質量流量を増大させる。 蒸発は、加圧された水37を噴射ノズル（蒸発手段）35に
供給することにより達成される。この噴射ノズル35は、
外部抽気パイプ23に配設されていて、冷却空気がガスタ
ービンに戻される前に水の適切な蒸発を保証し、それに
より、水滴が高温のタービン構成要素に衝突する結果と
して生ずる熱衝撃を阻止する。噴射ノズルは、従来、蒸
気タービンの過熱低減器で使用されている形式のもので
よく、良好な蒸発を確保するのに充分に微細な水滴38を
発生するように選択することができる。選択される特定
の噴射ノズルは、噴射ノズルが通流させなければならな
い水の流量（これは所望の冷却空気温度減少に依存す
る）と、この水及び冷却空気間の圧力差とに主に依存す
る。 噴射ノズルの良好な噴射特性を確保するために、噴射ノ
ズルに供給される水の圧力は、圧縮機の吐出圧力である
冷却空気の圧力よりも3.65〜10.95Kg/cm2（50〜150psi
g）だけ高くすべきである。現在使用されているガスタ
ービンの圧縮機は、10.95〜18.25Kg/cm2（150〜250psi
g）の吐出し圧力で動作するので、好適な実施例では、
水は、18.25〜21.9Kg/cm2（250〜300psig）の範囲内の
圧力で噴射ノズルに供給される。 本発明によれば、冷却空気の温度を下げるために冷却空
気から取り出される熱は、幾つかの従来法の場合とは異
なって、大気中に失われることはなく、冷却空気と共に
タービン内で燃焼空気と混合される水に添加されて、付
加的エネルギーの発生に利用される点に注目されるべき
である。 更に、水蒸気は冷却空気の幾分かと置換されるので、圧
縮機から抽気しなければならない空気の量が減少する。
圧縮機から抽気される空気が減少すると、タービンを通
る高温ガスの流量が増し、従って、ガスタービンの出力
が増大する。最近のガスタービンにおいては、タービン
出力は、タービンを通るガス流量が毎秒0.454Kg（１ポ
ンド）増加する毎に約250〜350Kw増加するので、冷却空
気中に蒸発される毎秒0.454Kg（１ポンド）の水で圧縮
機から抽気される空気を毎秒0.454（１ポンド）減少す
ることが可能となり、それに対応してタービン出力を25
0〜350Kwだけ付加的に高めることができる。 冷却空気の温度を低下させることが（先に述べたよう
に、圧縮機吐出量から抽気しなければならない冷却空気
量が減少すると言う理由から）望ましいのであるが、冷
却空気温度を或る値以下に減少させることは賢明ではな
い。その理由は、冷却空気でタービン構成要素の温度を
低下させ、それによりタービン構成要素の耐応力性が増
す反面、これ等の構成要素における熱勾配が増し、熱応
力も増大するからである。従って、過度の熱応力を生じ
ることなくタービン構成要素の充適な冷却を招来する最
適な冷却空気温度が存在する。 必要な水の流量は、冷却に用いられる空気の量に主に依
存し、従って、冷却空気1Kg当たりの水のKg数の比とし
て表すことができる。上述の最適な冷却器温度を維持す
るためには、この比は、冷却の目的で抽気される空気の
温度（この温度はガスタービンの出力及び流入する大気
の温度で変化する）及び噴射ノズルに供給される水の温
度に応じて変えなければならない。 １つの例として、ガスタービンの最大出力時に圧縮機か
ら抽気される冷却空気の温度が380℃〜397℃（715゜F〜7
45゜F）の範囲にあり、水の温度が108℃〜129℃（225゜F
〜265゜F）の範囲にあり、且つ最適冷却空気温度が192℃
（375゜F）であるとすると、冷却空気に対する水の流量
比は0.075〜0.085の範囲内にあることになる。これ等の
数字は、必要な冷却空気対水の最大比を示している。と
言うのは、最大必要水量は最大出力時に生ずると考えら
れるからである。その理由は、最大出力時に圧縮機から
抽気される冷却空気の温度が最大値になるからである。
従って、上記数値は、冷却空気を192℃（375゜F）±５％
の最適範囲内の温度に冷却するのに比較的少量の水しか
要求されないことを明らかに示している。 上に述べたように、圧縮機から抽気される冷却空気の温
度は変化するので、冷却空気の温度をその最適値に維持
するためには蒸発される水の量を変えなければならな
い。従って、本発明の実施例によれば、噴射ノズルに供
給される加圧水の流量は、第２図に示した加圧水供給管
路53に設けられている流量制御弁80を使用することによ
り変えられる。注入される水の量は温水を用いることに
より増加することができる。最大注入量は混合物中の水
蒸気の10℃（50゜F）の過熱を維持する水量である。混合
冷却空気の出口温度が192℃（375゜F）である場合には、
水蒸気の飽和温度は約160℃（325゜F）に制限される。原
水中の不純物、特に、ナトリウムやカリウムのような或
る種の金属は、タービン内に存在する高温度で、タービ
ン構成要素の腐食を生起し得ることは良く知られてい
る。従って、水を冷却空気中で蒸発する前に溶解してい
る固体を可能な限り多く除去するように水の処理を行う
のが望ましい。この目的に適う適切な水処理方法は当該
技術分野において良く知られているところであり、化学
的処理、イオン交換処理及び脱塩処理が含まれる。 本発明は、ガス・蒸気タービン複合サイクルシステムで
運転されるガスタービンで用いるのが特に有利である。
このようなシステムの一例が第２図に示してある。この
種のシステムにおいて典型的なように、ガスタービン
（ガスタービン装置）40から排出されるガス33は、熱回
収蒸気発生器を通流する。該熱回収蒸気発生器は、過熱
器62、高圧蒸発器61、エコノマイザー60及び伝達手段と
しての低圧蒸発器（加熱手段）57から構成されている。
熱回収蒸気発生器を通流してその潜熱の大部分を蒸気の
発生に費やした後に、排気ガス59が大気中に放出され
る。 第２図に示したシステムにおいては、熱回収蒸気発生器
によって発生される蒸気54は、蒸気タービン42内で膨張
して、それにより付加的な出力を発生する。蒸気タービ
ン42から排出される蒸気は、復水器43内で凝縮され、復
水は、復水器43の温水溜め44内に一時的に保持される。
漏洩、ドラムのブローダウン等により水がシステムから
損失するのは不可避であるので、必要に応じ補給水49が
温水溜め（水供給源）44に添加される。この補給水は先
に述べた周知の方法を用いて水処理プラント45で原水48
を処理することにより得られるものである。 復水及び補給水の混合物56は、加熱され、低圧蒸発器57
からの蒸気84を用いて脱気器（加熱手段）46内で脱気さ
れる。脱気器からの加熱され脱気された水50は、次いで
ボイラ給水ポンプ47内で加圧される。ここに開示した本
発明の教示による冷却方法は、ボイラ給水ポンプからの
吐出量51を２つの部分に分割することにより前記システ
ムに一体的に具現される。上記２つの部分とは、熱回収
蒸気発生器のエコノマイザー60に流入する部分52と、噴
射ノズル35に供給される部分53とである。脱気器は、典
型的に1.4〜2.8Kg/cm2（20〜40psig）の範囲内の圧力で
運転されので、噴射ノズルに供給される水の温度は、10
8℃〜129℃（225゜F〜265゜F）の範囲の温度となるであろ
う。流量制御弁80は、既に述べたように、噴射ノズルへ
の流量を調整する。このように、本発明をガス・蒸気タ
ービン複合サイクルシステムに実施することにより、設
備コストの増加を比較的小さくしつつ、特に、現存の水
処理プラント45及びボイラ給水ポンプ47の容量もしくは
能力を高めることができると言う本発明による利点を得
ることができる。 従って、本発明の好適な実施例による冷却空気の冷却
は、下記のような利点を有することが分かる。 （ｉ） 特に、本発明の実施例によれば、ガス・蒸気タ
ービン複合サイクルシステムに採用する際の設備コスト
が軽減される。 （ii） ガスタービンの出力が増大する。 （iii） 添加される水の量は比較的少なく、冷却空気
の流体としての性質は本質的に不変に留どまるので、タ
ービン内部の冷却方式を変更する必要はない。
第１図は、本発明の冷却手段を具備したガスタービンの
縦断面図、第２図は、ガス・蒸気タービン複合サイクル
システムへの本発明の実施を示すガス・蒸気タービン複
合サイクルシステムの概略図である。 １……圧縮機部、２……燃焼器部、３……タービン部、
６……室を形成するケーシング、23……抽気パイプ（連
絡手段）、24……戻りパイプ（連絡手段）、25……戻り
パイプ（連絡手段）、31……圧縮空気、34……圧縮空気
の一部、35……噴射ノズル（蒸発手段）、37……水、40
……ガスタービン装置、44……復水器（水供給源）、46
……脱気器（加熱手段）、57……伝達手段である低圧蒸
発器（加熱手段）。
縦断面図、第２図は、ガス・蒸気タービン複合サイクル
システムへの本発明の実施を示すガス・蒸気タービン複
合サイクルシステムの概略図である。 １……圧縮機部、２……燃焼器部、３……タービン部、
６……室を形成するケーシング、23……抽気パイプ（連
絡手段）、24……戻りパイプ（連絡手段）、25……戻り
パイプ（連絡手段）、31……圧縮空気、34……圧縮空気
の一部、35……噴射ノズル（蒸発手段）、37……水、40
……ガスタービン装置、44……復水器（水供給源）、46
……脱気器（加熱手段）、57……伝達手段である低圧蒸
発器（加熱手段）。
フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭50−58407（ＪＰ，Ａ) 特開 昭59−160032（ＪＰ，Ａ) 特開 昭59−160033（ＪＰ，Ａ) 実開 昭62−14102（ＪＰ，Ｕ) 特公 昭57−61886（ＪＰ，Ｂ２)
Claims (2)
- 【請求項１】ガスタービン装置であって、 （ａ）空気を圧縮するための圧縮機部と、 （ｂ）該圧縮機部から圧縮空気を受け取り、該受け取っ
た圧縮空気中で燃料を燃焼させることにより高温圧縮ガ
スを発生するように接続された燃焼器部と、 （ｃ）前記燃焼器部から高温圧縮ガスを受け取るように
接続され、該高温圧縮ガスを膨張させるためのタービン
部と、 （ｄ）前記圧縮機部と前記燃焼器部との間に設けられて
前記圧縮空気を収集するための室と、 （ｅ）前記室内の前記圧縮空気の幾分かを前記タービン
部に分流させるための連絡手段と、 （ｆ）前記タービン部の上流側で前記分流された空気中
で水を蒸発させることにより前記タービン部に分流され
た前記空気を冷却するための蒸発手段と、 （ｇ）水供給源からの水を前記蒸発手段に導くための案
内手段と、 （ｈ）前記蒸発の前に前記水を加熱するために、前記水
供給源とは水が流れる関係で連絡し、前記タービン部と
はガスが流れる関係で連絡して、前記タービン部で膨張
したガスから前記水に熱を伝達する伝達手段を有する加
熱手段と、 を備えたガスタービン装置。 - 【請求項２】前記加熱手段は、前記伝達手段としての蒸
発器と、該蒸発器と蒸気が流れる関係で連通して前記水
を108℃〜129℃の温度に加熱するための脱気器とを有す
る、特許請求の範囲第１項記載のガスタービン装置。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US302,489 | 1989-01-27 | ||
| US07/302,489 US4991391A (en) | 1989-01-27 | 1989-01-27 | System for cooling in a gas turbine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02230925A JPH02230925A (ja) | 1990-09-13 |
| JPH0674755B2 true JPH0674755B2 (ja) | 1994-09-21 |
Family
ID=23167934
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2013785A Expired - Lifetime JPH0674755B2 (ja) | 1989-01-27 | 1990-01-25 | ガスタービン装置 |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4991391A (ja) |
| EP (1) | EP0379880A1 (ja) |
| JP (1) | JPH0674755B2 (ja) |
| CN (1) | CN1045442A (ja) |
| AU (1) | AU4770890A (ja) |
| CA (1) | CA2008743A1 (ja) |
| MX (1) | MX164480B (ja) |
Families Citing this family (70)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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