JP2857691B2

JP2857691B2 - Cogeneration system

Info

Publication number: JP2857691B2
Application number: JP62320578A
Authority: JP
Inventors: 哲義石田; 滋祥川野; 虔治有崎; 忠幸藤原
Original assignee: Babcock Hitachi KK
Current assignee: Mitsubishi Power Ltd
Priority date: 1987-12-18
Filing date: 1987-12-18
Publication date: 1999-02-17
Anticipated expiration: 2014-02-17
Also published as: JPH01163425A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕本発明は、動力、熱の単独供給又は動力と熱の併給を
するのに好適なエネルギー供給システムに関する。〔従来の技術〕従来の動力、熱の単独供給又は動力と熱を併給するエ
ネルギー供給システムの中には、第6,7,8図に示すよう
にガスタービンが用いられている。しかし、ガスタービ
ンは耐熱性の問題からガスタービン入口ガス温度を高く
することができず、このため、燃焼において燃料に対す
る空気流量を多くし、ガス温度を低下させている。この
ため、大気へ放出する排ガス熱量は、燃料発熱量に対し
ては多い。第６図に第１従来技術例であるオープンフローガスタ
ービン発電システム及び廃熱ボイラ蒸気タービン発電シ
ステムを組み合わせた発電システムを示す。ガスタービ
ン発電システムは、圧縮機11、燃焼器12、ガスタービン
13、発電機14等から構成されている。また、廃熱ボイラ
・蒸気タービン発電システムは、廃熱ボイラ16、過熱器
15、中低圧蒸気タービン17、発電機18、復水器19、給水
ポンプ21等から構成されている。燃焼用の空気22は圧縮
機11によって圧縮空気23となり、燃焼器12へ供給され
る。燃焼器12へ供給された圧縮空気23は、燃料24を燃焼
させ、高圧の燃焼ガス25となってガスタービン13に導か
れる。ガスタービン13に導かれた高温高圧燃焼ガス25は
ガスタービン13を駆動させ、自らは低圧の燃焼ガス26と
なる。このとき、ガスタービン13の出力は、圧縮機11及
び発電機14を駆動する。ガスタービン13から出た低圧燃焼ガス26は、過熱器15
に供給され、廃熱ボイラ16から発生した中圧飽和蒸気30
を加熱し、自らは温度の低下した低圧燃焼ガス27とな
る。この燃焼ガス27は、ついで、廃熱ボイラ16に供給さ
れ、廃熱ボイラ16内の水を蒸発させ、自らは、更に低温
の燃焼ガス28となり、煙突20から大気中へ放出される。
このとき、廃熱ボイラ16内で発生した中圧の飽和蒸気30
は、過熱器15において加熱されて過熱蒸気31となり、中
低圧蒸気タービン17に供給される。中低圧蒸気タービン
17に供給された中圧過熱蒸気13は、中低圧蒸気タービン
17を駆動し、自らは低温低圧の復水蒸気32となり、復水
器19へ導かれる。復水器19へ導かれた復水蒸気32は冷却
水35によって冷却され、水33となり、給水ポンプ21によ
って廃熱ボイラ16にもどされる。第１従来技術例である
第６図に示されるシステムでは、ガスタービン13に供給
される高温高圧燃焼ガス25の温度は、ガスタービンの耐
熱性の問題から、800〜1000℃である。このため、燃焼
器12における燃料24流量に対する空気22流量は完全燃焼
に必要な空気量（以後、理論空気量と記す）の２〜３倍
にする必要がある。この燃焼ガスが大気中へ放出される
ときの温度は、180〜250℃であり、このため持ち去られ
る熱量は、燃料の発熱量の16〜24％に達している。第７図に第２従来技術例のオープンフローガスタービ
ン発電システムと廃熱ボイラの熱供給システムを組み合
わせた電力熱併給システムを示す。ガスタービン発電シ
ステムは、前記第１従来技術例のガスタービン発電シス
テムと全く変わるところがない。ガスタービン発電シス
テムは、圧縮機11,燃焼器12,ガスタービン13,発電機14
等から構成されている。廃熱ボイラ熱供給システムは、
主に廃熱ボイラ16から構成されている。燃焼用の空気22は圧縮機11によって圧縮空気23とな
り、燃焼器12へ供給される。燃焼器12に供給された圧縮
空気23は、燃料24を燃焼させ、高温高圧の燃焼ガス25と
なってガスタービン13に導かれる。ガスタービン13に導
かれた高温高圧燃焼ガス25はガスタービン13を駆動さ
せ、自らは低温低圧の燃焼ガス26となる。このとき、ガ
スタービン13の出力は、圧縮器11及び発電機14を駆動す
る。ガスタービン13から出た低圧燃焼ガス26は、廃熱ボイ
ラ16に供給され、廃熱ボイラ16内の水を蒸発させ、自ら
は、更に低温低圧の燃焼ガス28となった後、煙突20から
大気中へ放出される。このとき、廃熱ボイラ16内で発生
した蒸気は、プラント加熱蒸気36として使用される。第２従来技術例である第７図に示すシステムでは、前
記第１従来技術例と同様に、ガスタービン13に供給され
る高圧燃焼ガス25の温度は、ガスタービンの耐熱性の問
題から800℃〜1100℃である。このため、燃焼器12にお
ける燃料24流量に対する空気流量は、理論空気量の２〜
３倍が必要となっている。この燃焼ガスの大気中へ放出
されるときの温度は、180〜250℃であり、このため持ち
去られる熱量は、燃料の発熱量の16〜24％に達する。第８図に第３従来技術例のクローズドフローガスター
ビン発電システムと廃熱ボイラ・蒸気タービン発電シス
テムを組み合わせた発電システムを示す。ガスタービン
発電システムは、圧縮機11、燃焼器49、ガスタービン1
3、発電機14、冷却器37等から構成されている。また、
廃熱ボイラ・蒸気タービン発電システムは、廃熱ボイラ
16、過熱器15、中低圧蒸気タービン17、復水器19、給水
ポンプ21等から構成されている。本実施例は、廃熱ボイ
ラ・蒸気タービン発電システムの個所は、前記第１従来
技術の発電システムと変わるところがない。クローズドフローガスタービン発電システムでは熱媒
体が圧縮機11、燃焼器12,ガスタービン13、冷却器37の
間を循環している。熱媒体40は圧縮機11によって圧縮さ
れた後、燃焼器49に供給される。燃焼器49に供給された
熱媒体41は、燃料22、空気24の燃焼によって生成する燃
焼ガスから加熱され、高温高圧の熱媒体42となってガス
タービン13へ供給される。ガスタービン13に供給された
高温高圧の熱媒体42はガスタービン13を駆動し、自らは
低圧の熱媒体43となり、冷却器37に供給される。冷却器
37に供給された熱媒体43は、冷却水36によって低温の熱
媒体40となって、再び圧縮機11へ供給される。燃焼器49で生成した低圧の燃焼ガス26は過熱器15へ供
給される。過熱器15へ供給された燃焼ガス26は、従来の
一実施例の第６図のフローと同様に廃熱ボイラ16、煙突
20を経て、大気へ放出される。また、廃熱ボイラ16で発
生した蒸気も同様に、過熱器15、中低圧蒸気タービン1
7、復水器19を循環する。第３従来技術例である第８図に示されるシステムで
も、同様に、ガスタービンの耐熱性の問題から、ガスタ
ービン13へ供給される高温高圧の熱媒体42は高温にする
ことができず、また、燃焼器49において、熱媒体41と燃
焼ガスを熱交換させる伝熱面の耐熱性の問題から、この
燃焼ガスの温度も高くできない。したがって、燃焼器49
内の燃焼ガスの温度は800〜1100℃である。このため、
燃焼器49における燃料24の流量に対する空気22流量は理
論空気量の２〜３倍とする必要がある。また、この燃焼
ガスが大気へ放出されるときの温度は、同様に、180〜2
50℃であり、このために持ちさられる熱量は、燃料の発
熱量の16〜24％に達しており持ち去られる熱量は多量で
ある。〔発明が解決しようとする問題点〕上記従来技術は、ガスタービンの耐熱性、クローズド
フローのガスタービン燃焼器内熱交換器の耐熱性の問題
から燃焼用空気量を理論空気量の２〜３倍と多くして使
用しており、このため、大気放出の際に燃焼ガスが運び
去る熱量が多くなっている。したがって燃料発熱量の有
効的な回収となっておらず、経済的なエネルギー供給シ
ステムとなっていない問題があった。本発明の目的は、燃焼用空気量を減少させて大気放出
される熱量を節減し、燃料発熱量を有効的に回収するエ
ネルギー供給システムを提供する。〔問題点を解決するための手段〕上記目的は、空気を吸入して圧縮し圧縮空気を供給す
る空気圧縮機と、その圧縮空気により燃料を燃焼させ高
温・高圧の燃焼ガスとする燃焼器と、その高温・高圧の
燃焼ガスにより駆動するガスタービンと、ガスタービン
からの排ガスにより蒸気を発生させる廃熱ボイラと、廃
熱ボイラからの蒸気で駆動する蒸気タービンとを有する
動力又は熱の単独供給又は供給するコージェネレーショ
ンシステムにおいて、燃焼器に、この燃焼器の壁面を給
水により水冷して燃焼ガスの温度を下げると共に給水よ
り蒸気を発生する水冷壁と、この水冷壁からの蒸気と廃
熱ボイラからの蒸気を導入して燃焼器の発生熱により過
熱し蒸気タービンへ供給する過熱器と、を設けることに
より達成される。〔作用〕燃焼器の高温高圧の燃焼ガスが接する内壁面の一部又
は全面を水冷壁及び過熱器とした加圧燃焼ボイラの構造
とすることにより、水冷壁で給水を沸騰させて蒸気とし
さらに過熱器で廃熱ボイラからの蒸気と共に過熱し，高
温高圧の燃焼ガスの温度がタービンの耐熱温度以下にな
るように高温高圧の燃焼ガスより熱回収を行なうので、
燃焼空気の流量を理論空気量の1.05〜1.2倍程度まで減
少させることができる。〔発明の実施例〕第１図に本発明になる第１実施例のオープンフローガ
スタービン発電システム及び廃熱ボイラ・蒸気タービン
発電システムを組み合わせた発電システムを示す。ガス
タービン発電システムは、圧縮機11、燃焼器（加圧燃焼
ボイラ）50、ガスタービン13,発電機14等から構成され
る。また、廃熱ボイラ・蒸気タービン発電システムは、
廃熱ボイラ16、高圧蒸気タービン45、中低蒸気タービン
17、復水器19、発電機18、給水ポンプ21等から構成され
る。このとき、燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50内の燃焼ガ
スの流路内には過熱器51が設置される。燃焼用の空気22は圧縮機11によって圧縮空気23とな
り、燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50へ供給される。燃焼器
（加圧燃焼ボイラ）50へ供給された圧縮空気23は、燃料
24を燃焼させ、高温高圧の燃焼ガスとなる。高温高圧と
なった燃焼ガスは、燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50内の水
を沸騰させ、高圧飽和蒸気52を発生させる。また、過熱
器51内を流れる蒸気を加熱し、高圧過熱蒸気55を発生す
る。高圧飽和蒸気52の発生及び高圧過熱蒸気55の発生の
ために一部熱を奪われ、ガスタービンの耐熱温度となっ
た高圧の燃焼ガス25は、ガスタービン13に導かれる。ガ
スタービン13に導かれた高圧の燃焼ガス25はガスタービ
ン13を駆動させ、自らは低圧の燃焼ガス27となる。この
とき、ガスタービン13の出力は圧縮器11及び発電機14を
駆動する。ガスタービン13を出た低圧燃焼ガス27は、廃熱ボイラ
16に供給され、廃熱ボイラ16内の水を沸騰させ、自ら
は、低温の燃焼ガス28となった後、煙突20から大気中へ
放出される。このとき、廃熱ボイラ16内で発生した高圧飽和蒸気53
及び燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50内で発生した高圧飽和
蒸気52は、過熱器51に導かれ、加熱され、高圧過熱蒸気
55となり、高圧蒸気タービン45へ供給される。高圧蒸気
タービン45へ供給された高圧過熱蒸気55は、高圧蒸気タ
ービン45を駆動し、自らは中圧蒸気56となる。中圧蒸気
56は、ついで中低圧蒸気タービン17に導かれ、中低圧蒸
気タービン17を駆動し、自らは低温低圧の復水蒸気32と
なって復水器19に導かれる。復水器19へ導かれた復水蒸
気32は冷却水35によって冷却され、水61となり、給水ポ
ンプ21によって、廃熱ボイラ16及び燃焼器（加圧燃焼ボ
イラ）50にもどされる。水冷壁が受熱した熱は蒸気を発生するか、発生した蒸
気（飽和蒸気）を過熱するために使用される。この水冷
壁の受熱量は、水冷壁の伝熱面積、過熱器の伝熱面積を
伝熱工学上の計算をもとに設計し、また、飽和蒸気流量
及び過熱蒸気流量を制御することにより、可能となる。
したがって、運転条件に対応した伝熱面の設定と、蒸気
流量の制御により、ガスタービンへ供給する燃焼ガス
（又は熱媒体）の温度をガスタービンの耐熱温度以下に
保つことができる。燃焼器（加圧燃焼ボイラ）の構造
は、径の異なる円筒の断面を鏡板に溶接した丸ボイラ構
造とするか、水管をコイル状にした構造とする。この丸
ボイラ又は水管コイル状構造にすると、燃焼室内圧力が
10〜25ata、発生蒸気圧力が10数ata〜超臨界圧の運転条
件においても装置を構成することが可能となる。また、
燃焼器内部の燃焼ガスの流路には伝熱管が設置される。燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50における燃焼ガス温度を
約1000℃とするには、水冷壁及び過熱器の伝熱面積を、
１m²当りの受熱量負荷が400,000Kcalとなるように設計
すれば良い。なお、上記伝熱面積より多くの伝熱面積を
設定すると燃焼ガス温度が低下する。本発明の第１実施例になる第１図のフローでは、ガス
タービン13へ供給する燃焼ガス25の温度をガスタービン
の耐熱温度まで低下するために空気流量を理論空気量の
２〜３倍とする必要がなくなる。空気流量は、一般のボ
イラの燃焼条件である理論空気量の1.05〜1.2倍程度に
することができる。この燃焼ガスが大気中へ放出される
ときの温度を180〜250℃とすると、このために持ち去ら
れる熱量は、燃料の発熱量の８％〜12％となる。この持
ち去る熱量は、従来技術と比較して、燃料に対する燃焼
ガス量が1/2〜1/3となることから、1/2〜1/3となり、経
済的なエネルギー供給システムとなる。また、過熱器の設置場所は、第１従来技術例（第６
図）では650〜450℃の燃焼ガス雰囲気であるが、本発明
では、約1000℃の燃焼器（加圧燃焼ボイラ）内である。
また、廃熱ボイラを流れる燃焼ガスは、従来技術では45
0〜180℃に対し、第１実施例では1000〜180℃となる。
このため、廃熱ボイラ及び過熱器における燃焼ガス温度
は、従来技術のシステムよりも高くなり、廃熱ボイラか
ら発生する蒸気、過熱器で生成する過熱蒸気の温度、圧
力が高くできる。したがって、蒸気タービンの構成は、
従来技術では中低圧蒸気タービンであったが、第１実施
例では高圧蒸気タービン＋中低圧蒸気タービンとするこ
とができ、蒸気タービンの出力は従来技術より大幅に向
上する。また、高圧蒸気タービンから排出される蒸気を
再熱し、再び中低圧蒸気タービンへ供給するフローを形
成すること、また、抽気加熱も可能となり、この抽気再
熱方式を採用すると、更に、蒸気タービンサイクルの熱
効率が向上する。表１に、第１実施例と第１従来技術例
における運転状況の一例を比較して示す。第１実施例に
おいては、燃料発熱量回収率が90.6％と第１従来技術例
の77％より大幅に改善される。発電量も第１従来技術例
の559KWから、抽気再熱なしで572KW、抽気再熱すると66
3KWと増加する。ガスタービン13の入口に於ける高圧燃焼ガス25の温度
がガスタービン13の耐熱温度を越えないように，燃焼器
（加圧燃焼ボイラ）50からの発生蒸気の流量を流量調節
弁の開度等を制御することが必要である。本発明の第２実施例を第２図に示す。本実施例は、オ
ープンフローガスタービン発電システムと廃熱ボイラの
熱供給システムを組み合わせた電力、熱併給システムを
示す。ガスタービン発電システムは、圧縮機11、燃焼器
（加圧燃焼ボイラ）50、ガスタービン13、発電機14等か
ら構成される。廃熱ボイラ熱供給システムは、主に廃熱
ボイラ16から構成される。本実施例では、燃焼器（加圧
燃焼ボイラ）50には過熱器を設置しない。燃焼用の空気22は圧縮機11によって圧縮空気23とな
り、燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50へ供給される。燃焼器
（加圧燃焼ボイラ）50に供縮された圧縮空気23は、燃料
24を燃焼させ、高温高圧の燃焼ガス25となる。この高温
高圧の燃焼ガス25は、燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50にお
いて、水を沸騰させ、自らはガスタービンの耐熱温度ま
で低下する。耐熱温度まで低下した高温高圧の燃焼ガス
25はガスタービン13に導かれ、ガスタービン13を駆動さ
せ、自らは低圧の燃焼ガス27となる。低温低圧となった
燃焼ガス27は、廃熱ボイラ16に供給され、廃熱ボイラ16
内の水を沸騰させ、自らは、更に低温の燃焼ガス28とな
った後、煙突20から大気中に放出される。このとき、燃
焼器（加圧燃焼ボイラ）50及び廃熱ボイラ16において発
生した蒸気64,63は、プラント加熱蒸気36として使用さ
れる。本発明になる第２図に示す第２実施例では、前記第１
実施例と同様、ガスタービン13へ供給する燃焼ガス25の
温度をガスタービンの耐熱温度まで低下するために空気
流量を多くする必要がなくなる。したがって、空気流量
は、一般ボイラの燃焼条件と同じ理論空気量の1.05〜1.
2倍程度となる。この燃焼ガスが大気中へ放出されると
きの温度を180〜250℃とすると、このために持ち去られ
る熱量は、燃料の発熱量の８〜12％となる。第２表に、本発明の他の第２実施例と第２従来技術例
における運転状況の一例を比較して示す。本発明の第３実施例を第３図に示す。本実施例は、オ
ープンフローガスタービン発電システムと廃熱ボイラー
背圧蒸気タービン発電、熱供給システムを組み合わせた
電力、熱供給システムを示す。ガスタービン発電システ
ムは、第１図に示したガスタービン発電システムと同様
の構成である。廃熱ボイラー背圧蒸気タービン発電シス
テムは、廃熱ボイラ16、高圧蒸気タービン65、発電機18
等から構成される。空気、燃焼ガスの流れは、前記第１図と変わらない。
燃焼器（加圧燃焼ボイラ）50及び廃熱ボイラ16において
発生した高圧飽和蒸気52,53は、燃焼器（加圧燃焼ボイ
ラ）50内の過熱器51に供給され、過熱蒸気55となる。こ
の過熱蒸気55は、蒸気タービン65に供給され、蒸気ター
ビン65を駆動した後、プラント加熱蒸気36として利用さ
れる。本実施例においても、前記第１実施例、第２実施例と
同様に、大気中へ放出される燃焼ガスが持ち去る熱量は
燃料の発熱量の８〜12％である。本発明の第４実施例を第４図に示す。本実施例は、オ
ープンフローガスタービン発電システムと吸収式冷凍機
を組み合せた電力熱冷熱、併給システムを示す。本実施
例は、第２実施例に示すシステムのうち廃熱ボイラに代
って吸収式冷凍機70を用いるものである。なお、燃焼器
（加圧燃焼ボイラ）50の構造は、第１〜３実施例のシス
テムと同様に、燃焼器（加圧燃焼ボイラ）である。本実施例においても、大気中へ放出される燃焼ガス温
度が180〜250℃であるならば、大気中へ持ち去られる熱
量は発熱量の８〜12％である。本発明の第５実施例を第５図に示す。本実施例は、オ
ープンフローガスタービン・圧縮式冷凍機システムと吸
収式冷凍機を組み合わせた熱冷却供給システムを示す。
本実施例は、第４実施例に示すシステムのうち、発電機
に代って圧縮式冷凍機を用いるものである。なお、燃焼
器50の構造は、第１〜４実施例のシステムと同様に、加
圧燃焼ボイラである。本実施例においても、大気中へ放出される燃焼ガスの
温度が180〜250℃であるならば、大気中へ運び去られる
熱量は、発電量の８〜12％である。本発明の実施例においては、ガスタービンシステム
を、オプンフローで示したがクローズドフローにしても
同様の効果が得られる。〔発明の効果〕本発明によれば、燃焼器内に熱回収を行なう水冷壁や
過熱器を設けたのでガスタービン本体へ供給される燃焼
ガス温度をガスタービンの耐熱温度まで低下させること
ができ、ガスタービンシステムの燃焼器への空気供給量
を従来技術のような理論空気量の数倍と多くする必要は
なく、燃料の発熱量の回収率は従来技術より向上し、経
済的な動力、熱の単独供給又は供給するエネルギーシス
テムを提供できる効果がある。また、発生蒸気は、従来より高温高圧にできることか
ら、この蒸気を蒸気タービンに用いると熱効率を向上さ
せる効果が得られ、加熱源として用いる場合に高温の加
熱が可能となる効果も得られる。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to an energy supply system suitable for supplying power or heat alone or for supplying power and heat together. [Prior Art] As shown in FIGS. 6, 7, and 8, a gas turbine is used in a conventional energy supply system that supplies power or heat alone or supplies power and heat together. However, the gas turbine cannot increase the gas temperature at the inlet of the gas turbine due to the problem of heat resistance. Therefore, the flow rate of air to the fuel in combustion is increased, and the gas temperature is reduced. Therefore, the calorific value of the exhaust gas released to the atmosphere is larger than the calorific value of the fuel. FIG. 6 shows a power generation system in which an open flow gas turbine power generation system and a waste heat boiler steam turbine power generation system as a first prior art example are combined. The gas turbine power generation system includes a compressor 11, a combustor 12, a gas turbine
13 and a generator 14. The waste heat boiler / steam turbine power generation system consists of a waste heat boiler 16, a superheater
15. It is composed of a medium- and low-pressure steam turbine 17, a generator 18, a condenser 19, a feedwater pump 21, and the like. The combustion air 22 is converted into compressed air 23 by the compressor 11 and supplied to the combustor 12. The compressed air 23 supplied to the combustor 12 combusts the fuel 24 and becomes high-pressure combustion gas 25 and is guided to the gas turbine 13. The high-temperature and high-pressure combustion gas 25 guided to the gas turbine 13 drives the gas turbine 13 and turns itself into a low-pressure combustion gas 26. At this time, the output of the gas turbine 13 drives the compressor 11 and the generator 14. The low-pressure combustion gas 26 emitted from the gas turbine 13 is supplied to the superheater 15
Medium-pressure saturated steam 30 generated by the waste heat boiler 16
, And turns itself into low-pressure combustion gas 27 whose temperature has decreased. The combustion gas 27 is then supplied to the waste heat boiler 16 and evaporates the water in the waste heat boiler 16, and becomes a lower-temperature combustion gas 28, which is released from the chimney 20 into the atmosphere.
At this time, the medium-pressure saturated steam 30 generated in the waste heat boiler 16
Is heated in the superheater 15 to become superheated steam 31 and is supplied to the medium and low pressure steam turbine 17. Medium and low pressure steam turbine
The medium-pressure superheated steam 13 supplied to the
By driving 17, it becomes condensed water vapor 32 of low temperature and low pressure and is led to the condenser 19. The condensed steam 32 guided to the condenser 19 is cooled by the cooling water 35 to become water 33, and is returned to the waste heat boiler 16 by the water supply pump 21. In the system shown in FIG. 6 which is the first prior art example, the temperature of the high-temperature and high-pressure combustion gas 25 supplied to the gas turbine 13 is 800 to 1000 ° C. due to the problem of heat resistance of the gas turbine. Therefore, the flow rate of the air 22 to the flow rate of the fuel 24 in the combustor 12 needs to be two to three times the amount of air required for complete combustion (hereinafter, referred to as the theoretical air amount). The temperature at which the combustion gas is released into the atmosphere is 180 to 250 ° C., and thus the amount of heat removed is 16 to 24% of the calorific value of the fuel. FIG. 7 shows a cogeneration system combining an open flow gas turbine power generation system of the second prior art example and a heat supply system of a waste heat boiler. The gas turbine power generation system is no different from the gas turbine power generation system of the first prior art example. The gas turbine power generation system includes a compressor 11, a combustor 12, a gas turbine 13, and a generator 14.
And so on. Waste heat boiler heat supply system is
It mainly consists of a waste heat boiler 16. The combustion air 22 is converted into compressed air 23 by the compressor 11 and supplied to the combustor 12. The compressed air 23 supplied to the combustor 12 combusts the fuel 24 and becomes a high-temperature and high-pressure combustion gas 25 and is guided to the gas turbine 13. The high-temperature and high-pressure combustion gas 25 guided to the gas turbine 13 drives the gas turbine 13 and turns itself into a low-temperature and low-pressure combustion gas 26. At this time, the output of the gas turbine 13 drives the compressor 11 and the generator 14. The low-pressure combustion gas 26 emitted from the gas turbine 13 is supplied to the waste heat boiler 16 and evaporates the water in the waste heat boiler 16. Released inside. At this time, the steam generated in the waste heat boiler 16 is used as plant heating steam 36. In the system shown in FIG. 7, which is a second prior art example, similarly to the first prior art example, the temperature of the high-pressure combustion gas 25 supplied to the gas turbine 13 is 800 ° C. due to the problem of heat resistance of the gas turbine. ~ 1100 ° C. Therefore, the air flow rate with respect to the fuel 24 flow rate in the combustor 12 is 2 to the theoretical air amount.
Three times as much is needed. The temperature at which this combustion gas is released into the atmosphere is 180-250 ° C., so that the amount of heat removed is 16-24% of the calorific value of the fuel. FIG. 8 shows a power generation system combining a closed flow gas turbine power generation system and a waste heat boiler / steam turbine power generation system according to a third prior art example. The gas turbine power generation system includes a compressor 11, a combustor 49, and a gas turbine 1
3, the generator 14, the cooler 37 and the like. Also,
The waste heat boiler / steam turbine power generation system is a waste heat boiler
16, a superheater 15, a medium- and low-pressure steam turbine 17, a condenser 19, a feedwater pump 21, and the like. In this embodiment, the location of the waste heat boiler / steam turbine power generation system is the same as the power generation system of the first prior art. In the closed-flow gas turbine power generation system, a heat medium circulates between the compressor 11, the combustor 12, the gas turbine 13, and the cooler 37. The heat medium 40 is supplied to the combustor 49 after being compressed by the compressor 11. The heat medium 41 supplied to the combustor 49 is heated from the combustion gas generated by combustion of the fuel 22 and the air 24, and is supplied to the gas turbine 13 as a high-temperature and high-pressure heat medium 42. The high-temperature and high-pressure heat medium 42 supplied to the gas turbine 13 drives the gas turbine 13, and becomes a low-pressure heat medium 43 itself and is supplied to the cooler 37. Cooler
The heating medium 43 supplied to the 37 becomes the low-temperature heating medium 40 by the cooling water 36 and is supplied to the compressor 11 again. The low-pressure combustion gas 26 generated in the combustor 49 is supplied to the superheater 15. The combustion gas 26 supplied to the superheater 15 is supplied to the waste heat boiler 16 and the chimney in the same manner as in the flow of FIG.
After 20 they are released to the atmosphere. Similarly, the steam generated in the waste heat boiler 16 is also used for the superheater 15, the medium- and low-pressure steam turbine 1
7. Circulate condenser 19. Similarly, in the system shown in FIG. 8, which is the third prior art example, the high-temperature and high-pressure heat medium 42 supplied to the gas turbine 13 cannot be heated to a high temperature due to the heat resistance of the gas turbine. Further, in the combustor 49, the temperature of the combustion gas cannot be increased due to the problem of heat resistance of the heat transfer surface on which the heat medium 41 exchanges heat with the combustion gas. Therefore, the combustor 49
The temperature of the combustion gas inside is 800-1100 ° C. For this reason,
The flow rate of the air 22 to the flow rate of the fuel 24 in the combustor 49 needs to be two to three times the theoretical air amount. The temperature at which this combustion gas is released to the atmosphere is similarly 180 to 2
At 50 ° C., the amount of heat carried for this is 16 to 24% of the calorific value of the fuel, and the amount of heat removed is large. [Problems to be Solved by the Invention] The above-mentioned prior art has a problem in that the amount of combustion air is reduced to 2 to 3 times the theoretical air amount due to the problems of heat resistance of a gas turbine and heat resistance of a heat exchanger in a closed-flow gas turbine combustor. As a result, the amount of heat that the combustion gas carries away when released to the atmosphere is increased. Therefore, there has been a problem that the fuel calorific value has not been effectively recovered and the system has not become an economical energy supply system. An object of the present invention is to provide an energy supply system that reduces the amount of combustion air, reduces the amount of heat released to the atmosphere, and effectively recovers the calorific value of fuel. [Means for Solving the Problems] The above-described object is to provide an air compressor that draws in air, compresses and supplies compressed air, and a combustor that burns fuel with the compressed air to produce high-temperature and high-pressure combustion gas. Power or heat alone having a gas turbine driven by the high-temperature and high-pressure combustion gas, a waste heat boiler generating steam by exhaust gas from the gas turbine, and a steam turbine driven by steam from the waste heat boiler Alternatively, in a cogeneration system for supplying, a combustor is provided with a water-cooled wall that water-cools a wall surface of the combustor by supplying water to lower the temperature of combustion gas and generates steam from the supplied water, a steam from the water-cooled wall and a waste heat boiler. And a superheater that introduces steam from the furnace and superheats the generated heat of the combustor to supply the superheated steam to the steam turbine. [Operation] By using a structure of a pressurized combustion boiler in which a part or the whole of the inner wall of the combustor contacting the high-temperature and high-pressure combustion gas is a water-cooling wall and a superheater, the water is boiled by the water-cooling wall to produce steam. The superheater superheats together with the steam from the waste heat boiler and recovers heat from the high-temperature and high-pressure combustion gas so that the temperature of the high-temperature and high-pressure combustion gas becomes lower than the turbine allowable temperature.
The flow rate of the combustion air can be reduced to about 1.05 to 1.2 times the theoretical air quantity. Embodiment of the Invention FIG. 1 shows a power generation system combining an open flow gas turbine power generation system and a waste heat boiler / steam turbine power generation system according to a first embodiment of the present invention. The gas turbine power generation system includes a compressor 11, a combustor (pressurized combustion boiler) 50, a gas turbine 13, a generator 14, and the like. In addition, the waste heat boiler / steam turbine power generation system
Waste heat boiler 16, high pressure steam turbine 45, medium and low steam turbine
17, a condenser 19, a generator 18, a water supply pump 21 and the like. At this time, a superheater 51 is installed in the flow path of the combustion gas in the combustor (pressurized combustion boiler) 50. The combustion air 22 is converted into compressed air 23 by the compressor 11 and supplied to a combustor (pressurized combustion boiler) 50. The compressed air 23 supplied to the combustor (pressurized combustion boiler) 50 is
24 is burned to become high temperature and high pressure combustion gas. The high temperature and high pressure combustion gas causes water in a combustor (pressurized combustion boiler) 50 to boil to generate high pressure saturated steam 52. Further, the steam flowing in the superheater 51 is heated to generate high-pressure superheated steam 55. Heat is partially taken away due to generation of the high-pressure saturated steam 52 and generation of the high-pressure superheated steam 55, and the high-pressure combustion gas 25 that has become the heat-resistant temperature of the gas turbine is guided to the gas turbine 13. The high-pressure combustion gas 25 guided to the gas turbine 13 drives the gas turbine 13 and turns itself into a low-pressure combustion gas 27. At this time, the output of the gas turbine 13 drives the compressor 11 and the generator 14. The low-pressure combustion gas 27 leaving the gas turbine 13 is supplied to a waste heat boiler.
The water in the waste heat boiler 16 is supplied to the boiler 16 and boiled. The water itself is turned into a low-temperature combustion gas 28 and then released from the chimney 20 into the atmosphere. At this time, the high-pressure saturated steam 53 generated in the waste heat boiler 16
And high-pressure saturated steam 52 generated in a combustor (pressurized combustion boiler) 50 is guided to a superheater 51 where it is heated and
It becomes 55 and is supplied to the high-pressure steam turbine 45. The high-pressure superheated steam 55 supplied to the high-pressure steam turbine 45 drives the high-pressure steam turbine 45, and becomes a medium-pressure steam 56 by itself. Medium pressure steam
56 is then led to the medium / low pressure steam turbine 17 and drives the middle / low pressure steam turbine 17, which itself becomes low temperature / low pressure condensed steam 32 and is led to the condenser 19. The condensed steam 32 guided to the condenser 19 is cooled by the cooling water 35 to become water 61, and is returned to the waste heat boiler 16 and the combustor (pressurized combustion boiler) 50 by the water supply pump 21. The heat received by the water wall is used to generate steam or to superheat the generated steam (saturated steam). The amount of heat received by the water cooling wall is designed based on the heat transfer engineering calculation of the heat transfer area of the water cooling wall and the heat transfer area of the superheater, and by controlling the saturated steam flow rate and the superheated steam flow rate, It becomes possible.
Therefore, the temperature of the combustion gas (or heat medium) supplied to the gas turbine can be kept below the heat-resistant temperature of the gas turbine by setting the heat transfer surface corresponding to the operating conditions and controlling the steam flow rate. The structure of the combustor (pressurized combustion boiler) is a round boiler structure in which cross sections of cylinders having different diameters are welded to a head plate, or a structure in which a water pipe is formed in a coil shape. If this round boiler or water tube coil structure is used, the pressure in the combustion chamber
It is possible to configure the apparatus even under the operating conditions of 10 to 25 ata and the generated steam pressure of 10 to several ata to supercritical pressure. Also,
A heat transfer tube is installed in a combustion gas flow path inside the combustor. To set the combustion gas temperature in the combustor (pressurized combustion boiler) 50 to about 1000 ° C, the heat transfer area of the water cooling wall and superheater must be
The heat receiving load per 1 m ² may be designed to be 400,000 Kcal. If a heat transfer area larger than the above heat transfer area is set, the combustion gas temperature decreases. In the flow of FIG. 1 according to the first embodiment of the present invention, the air flow rate is set to two to three times the theoretical air amount in order to reduce the temperature of the combustion gas 25 supplied to the gas turbine 13 to the heat-resistant temperature of the gas turbine. You don't have to. The air flow rate can be about 1.05 to 1.2 times the theoretical air quantity which is a general boiler combustion condition. Assuming that the temperature at which this combustion gas is released to the atmosphere is 180 to 250 ° C., the amount of heat removed for this purpose is 8% to 12% of the calorific value of the fuel. The amount of heat to be removed is 1/2 to 燃焼 since the amount of combustion gas with respect to fuel is 〜 to 3 as compared with the conventional technology, so that an economical energy supply system is obtained. In addition, the installation place of the superheater is the first prior art example (the sixth prior art).
In the figure, the combustion gas atmosphere is 650 to 450 ° C, but in the present invention, it is in a combustor (pressurized combustion boiler) at about 1000 ° C.
The combustion gas flowing through the waste heat boiler is 45
In the first embodiment, the temperature is 1000 to 180 ° C., compared to 0 to 180 ° C.
For this reason, the combustion gas temperature in the waste heat boiler and the superheater is higher than in the system of the related art, and the temperature and pressure of the steam generated from the waste heat boiler and the superheated steam generated in the superheater can be increased. Therefore, the configuration of the steam turbine is
In the prior art, a medium-to-low pressure steam turbine was used. However, in the first embodiment, a high pressure steam turbine + a medium / low pressure steam turbine can be used, and the output of the steam turbine is significantly improved as compared with the prior art. In addition, it is possible to form a flow for reheating steam discharged from the high-pressure steam turbine and supplying the steam to the medium- and low-pressure steam turbine again, and also to perform bleed heating. The thermal efficiency is improved. Table 1 shows an example of an operation situation in the first embodiment and a first prior art example in comparison. In the first embodiment, the fuel calorific value recovery rate is 90.6%, which is significantly improved from the 77% of the first prior art example. The power generation amount is also 572KW without bleed reheating from 559KW of the first prior art example, and 66% when bleed reheating.
Increase with 3KW. The flow rate of steam generated from the combustor (pressurized combustion boiler) 50 is adjusted so that the temperature of the high-pressure combustion gas 25 at the inlet of the gas turbine 13 does not exceed the heat-resistant temperature of the gas turbine 13. It is necessary to control FIG. 2 shows a second embodiment of the present invention. This embodiment shows an electric power and heat cogeneration system combining an open flow gas turbine power generation system and a heat supply system of a waste heat boiler. The gas turbine power generation system includes a compressor 11, a combustor (pressurized combustion boiler) 50, a gas turbine 13, a generator 14, and the like. The waste heat boiler heat supply system mainly includes a waste heat boiler 16. In the present embodiment, no superheater is installed in the combustor (pressurized combustion boiler) 50. The combustion air 22 is converted into compressed air 23 by the compressor 11 and supplied to a combustor (pressurized combustion boiler) 50. The compressed air 23 compressed by the combustor (pressurized combustion boiler) 50 is
24 is burned to become a high-temperature and high-pressure combustion gas 25. The high-temperature and high-pressure combustion gas 25 causes water to boil in a combustor (pressurized combustion boiler) 50, and lowers itself to the heat-resistant temperature of the gas turbine. High temperature and high pressure combustion gas reduced to heat resistant temperature
The gas 25 is guided to the gas turbine 13 and drives the gas turbine 13 to generate low-pressure combustion gas 27 by itself. The low-temperature and low-pressure combustion gas 27 is supplied to the waste heat boiler 16 and
The water inside is boiled, and after itself becomes a lower-temperature combustion gas 28, it is released from the chimney 20 to the atmosphere. At this time, the steam 64, 63 generated in the combustor (pressurized combustion boiler) 50 and the waste heat boiler 16 is used as the plant heating steam 36. In the second embodiment of the present invention shown in FIG.
As in the embodiment, it is not necessary to increase the air flow rate in order to lower the temperature of the combustion gas 25 supplied to the gas turbine 13 to the heat-resistant temperature of the gas turbine. Therefore, the air flow rate is 1.05 to 1.
It will be about twice. Assuming that the temperature at which the combustion gas is released into the atmosphere is 180 to 250 ° C., the amount of heat removed for this purpose is 8 to 12% of the calorific value of the fuel. Table 2 shows a comparison of an example of the operation status between the other second embodiment of the present invention and the second prior art example. FIG. 3 shows a third embodiment of the present invention. This embodiment shows an electric power and heat supply system in which an open flow gas turbine power generation system, a waste heat boiler back pressure steam turbine power generation, and a heat supply system are combined. The gas turbine power generation system has the same configuration as the gas turbine power generation system shown in FIG. Waste heat boiler back pressure steam turbine power generation system consists of waste heat boiler 16, high pressure steam turbine 65, generator 18
And so on. The flow of air and combustion gas is the same as in FIG.
The high-pressure saturated steams 52 and 53 generated in the combustor (pressurized combustion boiler) 50 and the waste heat boiler 16 are supplied to a superheater 51 in the combustor (pressurized combustion boiler) 50 and become superheated steam 55. This superheated steam 55 is supplied to a steam turbine 65, and after driving the steam turbine 65, is used as plant heating steam. Also in this embodiment, as in the first and second embodiments, the amount of heat carried out by the combustion gas released to the atmosphere is 8 to 12% of the calorific value of the fuel. FIG. 4 shows a fourth embodiment of the present invention. This embodiment shows an electric power cooling / heating / co-supply system in which an open flow gas turbine power generation system and an absorption refrigerator are combined. In this embodiment, an absorption refrigerator 70 is used in place of the waste heat boiler in the system shown in the second embodiment. The structure of the combustor (pressurized combustion boiler) 50 is a combustor (pressurized combustion boiler) as in the systems of the first to third embodiments. Also in this embodiment, if the temperature of the combustion gas released to the atmosphere is 180 to 250 ° C., the amount of heat carried out to the atmosphere is 8 to 12% of the calorific value. FIG. 5 shows a fifth embodiment of the present invention. This embodiment shows a heat cooling supply system combining an open flow gas turbine / compression chiller system and an absorption chiller.
This embodiment uses a compression refrigerator in place of the generator in the system shown in the fourth embodiment. The structure of the combustor 50 is a pressurized combustion boiler, as in the systems of the first to fourth embodiments. Also in this embodiment, if the temperature of the combustion gas released to the atmosphere is 180 to 250 ° C., the amount of heat transferred to the atmosphere is 8 to 12% of the power generation. In the embodiment of the present invention, the gas turbine system is shown in the open flow, but the same effect can be obtained even in the closed flow. [Effects of the Invention] According to the present invention, the temperature of combustion gas supplied to the gas turbine body can be reduced to the heat-resistant temperature of the gas turbine because the water-cooling wall and the superheater for performing heat recovery are provided in the combustor. It is not necessary to increase the amount of air supplied to the combustor of the gas turbine system to several times the theoretical air amount as in the conventional technology, and the recovery rate of the calorific value of the fuel is improved compared to the conventional technology, and economical power, There is an effect that an energy system for supplying or supplying heat alone can be provided. In addition, since the generated steam can be made higher in temperature and pressure than in the past, the effect of improving the thermal efficiency is obtained when this steam is used for a steam turbine, and the effect that high-temperature heating is possible when used as a heating source is also obtained.

【図面の簡単な説明】第１図は本発明になる第１実施例のガスタービン、廃熱
ボイラ、蒸気タービンを用いる発電システムブロック
図、第２図は本発明になる第２実施例のガスタービン、
廃熱ボイラを用いる電力熱併給システムブロック図，第
３図は本発明になる第３実施例のガスタービン，廃熱ボ
イラ，蒸気タービンを用いる電力熱併給システムブロッ
ク図、第４図は本発明になる第４実施例のガスタービ
ン、吸収式冷凍機を用いる電力熱冷熱併給システムブロ
ック図、第５図は本発明になる第５実施例のガスタービ
ン、圧縮式冷凍機、吸収式冷凍機を用いる熱冷熱供給シ
ステムブロック図、第６図は第１従来技術例のオープン
フローガスタービン、廃熱ボイラ、蒸気タービンを用い
る発電システムブロック図、第７図は第２従来技術例の
ガスタービン、発熱ボイラを用いる電力熱併給システム
ブロック図、第８図は第３従来技術例のクローズドフロ
ーガスタービン、廃熱ボイラ、蒸気タービンを用いる発
電システムブロック図を示す。 11…圧縮器、13…ガスタービン,14…第１発電機,16…廃
熱ボイラ,17…中低圧蒸気タービン,18…第２発電機,22
…燃焼用の空気,23…圧縮空気,24…燃料,25…高圧燃焼
ガス,27…低圧の燃焼ガス、45…高圧蒸気タービン,50…
燃焼器（加圧燃焼ボイラ）,51…過熱器,52…燃焼器から
の高圧飽和蒸気、53…廃熱ボイラからの高圧飽和蒸気、
55…高圧過熱蒸気,59…給水。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a block diagram of a power generation system using a gas turbine, a waste heat boiler, and a steam turbine according to a first embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a gas according to a second embodiment of the present invention. Turbine,
FIG. 3 is a block diagram of a cogeneration system using a waste heat boiler. FIG. 3 is a block diagram of a cogeneration system using a gas turbine, a waste heat boiler, and a steam turbine according to a third embodiment of the present invention. FIG. 5 is a block diagram of an electric power cogeneration system using a gas turbine and an absorption refrigerator of the fourth embodiment. FIG. 5 shows a gas turbine, a compression refrigerator and an absorption refrigerator of the fifth embodiment according to the present invention. FIG. 6 is a block diagram of a thermal cooling / heat supply system, FIG. 6 is a block diagram of a power generation system using an open flow gas turbine, a waste heat boiler, and a steam turbine of a first prior art example, and FIG. FIG. 8 is a block diagram of a power generation system using a closed flow gas turbine, a waste heat boiler, and a steam turbine according to a third prior art example. It is shown. 11 ... Compressor, 13 ... Gas turbine, 14 ... First generator, 16 ... Waste heat boiler, 17 ... Medium and low pressure steam turbine, 18 ... Second generator, 22
... combustion air, 23 ... compressed air, 24 ... fuel, 25 ... high pressure combustion gas, 27 ... low pressure combustion gas, 45 ... high pressure steam turbine, 50 ...
Combustor (pressurized combustion boiler), 51… Superheater, 52… High pressure saturated steam from combustor, 53… High pressure saturated steam from waste heat boiler,
55 ... high pressure superheated steam, 59 ... water supply.

フロントページの続き (72)発明者藤原忠幸東京都千代田区大手町２丁目６番２号バブコツク日立株式会社内 (56)参考文献特開昭55−81233（ＪＰ，Ａ) 実開昭62−14102（ＪＰ，Ｕ) 実開昭60−57750（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁶，ＤＢ名) F02C 6/18 F02C 7/14 F01K 23/10 F23R 3/42Continuation of the front page (72) Inventor Tadayuki Fujiwara 2-6-2 Otemachi, Chiyoda-ku, Tokyo Inside Babkotsuk Hitachi Co., Ltd. (56) References JP-A-55-81233 (JP, A) Jpn. (JP, U) Japanese Utility Model 60-60750 (JP, U) (58) Fields investigated (Int. Cl. ⁶ , DB name) F02C 6/18 F02C 7/14 F01K 23/10 F23R 3/42

Claims

(57) [Claims] An air compressor that draws in air to compress and supply compressed air, a combustor that burns fuel with the compressed air to produce high-temperature and high-pressure combustion gas, and a gas turbine that is driven by the high-temperature and high-pressure combustion gas. A waste heat boiler that generates steam from exhaust gas from the gas turbine, and a steam turbine that is driven by steam from the waste heat boiler. In addition, a water cooling wall that water-cools the wall surface of the combustor with feed water to lower the temperature of the combustion gas and generates steam from the feed water, and introduces steam from the water cooling wall and steam from the waste heat boiler. A cogeneration system, comprising: a superheater that is superheated by heat generated by a combustor and supplied to the steam turbine. 2. 2. A temperature control device for detecting a temperature of the high-temperature and high-pressure combustion gas at an inlet of the gas turbine and controlling a flow rate of steam generated from a water cooling wall of the combustor. The cogeneration system described.