JP4553365B2 - 温水・蒸気兼用型熱交換器 - Google Patents

Description

本発明は、排ガスの熱回収に用いる温水・蒸気兼用型熱交換器に関するものであり、マイクロガスタービン発電装置等を設備した施設への温水又は蒸気の供給、マイクロガスタービン発電装置の総合的な熱効率の向上、タービン発電機の電気出力の向上等に主として利用されるものである。

近年、マイクロガスタービン発電装置が広く実用化されている。マイクロガスタービン発電装置は小型で経済性に優れ、しかも起動特性や負荷変動応答性が高いうえ、電力と並行して蒸気や温水の供給ができ、更に環境汚損も殆ど生じないからである。

図５及び図６は、この種マイクロガスタービン発電装置の利用システムの一例を示すものであり、図５は排熱回収による温水の供給を、また図６は蒸気の供給を夫々可能としたものである。
尚、図５及び図６において、４１は吸気フィルター、４２は圧縮機、４３はタービン、４４は高速発電機、４５は再生熱交換器、４６は燃焼器、４７は周波数変換装置、４８はトランス、４９は温水発生器、５０は温水ポンプ、５１は排熱ボイラ、５２はバイパスバルブ、５３は給水ポンプである。

吸気フィルタ４１を通して吸入された空気は圧縮機４２で加圧圧縮され、その後この圧縮空気Ａｈは再生熱交換器４５へ送られ、ここでタービン４３からの高温の燃焼ガスによって加熱される。加熱された圧縮空気Ａｈは燃焼器４６で燃料と混合燃焼され、発生した高温の燃焼ガスＧｈがタービン４３へ送られて膨張することにより所謂タービン仕事が行われ、これによってタービン４３に回転駆動力が与えられる。

前記タービン４３の回転駆動力は駆動軸を通して圧縮機４３及び高速発電機４４へ伝達され、高速発電機４４からの発電電力は周波数変換装置４７で商用周波数に変換されたあと、電力負荷へ供給される。また、再生熱交換器４５から排出された排ガスＧは温水発生器４９（又は排熱ボイラ５１）へ供給され、ここで排熱が回収されることにより温水（又は蒸気）が発生される。

前記高速発電機４４には永久磁石式発電機が多く使用されており、出力３０〜３００ｋｗ及び回転数６５，０００〜１００，０００ＲＰＭ程度に選定されている。
尚、この種マイクロガスタービン発電装置そのものは既に公知であるため、ここではその詳細な説明は省略する（特開２００２−４９４２、特開２００２−４９４４等）。

而して、マイクロガスタービン発電装置は前述の通り多くの優れた実用的効用を具備しているが、出力３０〜３００ｋｗの小型装置では発電効率が２５〜３０％程度であり、ディーゼル発電装置やガスエンジン発電装置に比較して発電効率が数％低いと云う難点がある。

また、吸入する空気温度が上昇すると、所謂タービン仕事率が低下するために発電機出力が低下する。
図７は吸入空気温度と発電機出力の関係を実機（出力６０ｋｗ、米国Ｃａｐｓｔｏｎｅ社製）を用いて測定した結果を示すものであり、吸入空気温度が２０℃までであれば定格出力６０ｋｗを保持できるが、吸入空気温度が３２℃まで上昇すれば、発電機出力は約５１ｋｗ（約１５％低下）に低下する（曲線Ａ）。
そのため、夏期には吸入空気の冷却を行う等の対策が採られているが、設備費やランニングコストが上昇する等の問題が生ずることになる。

更に、ガスタービン発電装置を用いた設備では、熱効率の上昇を図るために温水発生器や排熱ボイラによるタービン排ガスの熱回収が行われている。
しかし、通常は温水又は蒸気の何れか一方を発生するシステムに構成されており、温水と蒸気の両方を必要とする場合には、排熱回収ボイラで発生した蒸気（又は排熱回収ボイラーからの排ガス）を利用して温水を発生するようにしている。

その結果、温水発生器のみを設けている場合には、後述するようにガスタービンの駆動用流体内へ蒸気を噴射することにより夏期の発電機出力の低下に対応することができず、また、逆に排熱ボイラのみを設置している場合には、発電機出力の低下には対応できるものの温水負荷の要求に対応することができない。
更に、蒸気と温水の両熱負荷に対応可能とする場合には、蒸気及び温水発生用の二種の機器・装置を設備することになり、設備費や保守管理費が嵩むだけでなく、熱回収率が低下すると云う難点がある。

尚、ガスタービンにおいては、ガスタービンの駆動用流体（例えば図５の圧縮空気Ａｈ又は燃焼ガスＧｈ）内へ蒸気を噴射することにより、タービン出力即ち発電機出力を上昇させることが可能なことが判っている。
図７の曲線Ｂ及び曲線Ｃは、吸入空気温度が３２℃の時（曲線Ｂ）と２２℃の時（曲線Ｃ）の発電機出力の変化の状況を、噴射蒸気量／吸入空気量をパラメータにして表示したものであり、吸入空気温度が３２℃のときには、約４〜６％の蒸気量を噴射することにより、発電機出力を定格（６０ｋｗ）にまで上昇させることができる。又、このことは吸入空気温度が２２℃の時も同様であり、２〜６％の蒸気量の噴射で、発電機出力を定格（６０ｋｗ）に回復させることができる。

また、前記蒸気の噴射試験に供したマイクロガスタービン発電機は、最大出力を６０ｋｗに保持するように制御系が構成されており、蒸気噴射量を増加することにより発電機出力は６０ｋｗを超える値にまで上昇させることが可能であるが、タービンへの入力（燃焼ガスＧｈの熱量）が自動的に設定値以上に上昇しないように制御されるため、蒸気噴射によって発電機出力を６０ｋｗ以上にまで上昇させることは出来ない。

一方、ガスタービン発電装置を設備した施設、例えばコンビニエンスストアーや工場等では、一般に夏期に於いては温水負荷は減少するが、逆に電力負荷は増加する。また、冬期においては、温水負荷は増加する。

その結果、ガスタービン発電装置を使用する排熱回収用機器・装置を蒸気発生と温水発生とに切換え可能な型式とし、夏期のガスタービン発電機が出力・低下を来たすときには排熱回収用機器装置を排熱ボイラとして運転し、発生蒸気の一部をタービン駆動系へ噴射して発電機出力の増加を図ると共に、残部の蒸気でもって熱負荷に対応する。また、ガスタービン発電機が出力低下を起こさず且つ温水負荷の増加する冬期には、前記排熱回収用機器・装置を温水発生器として運転し、温水の供給を行う構成とするのが最も望ましいシステムであると云える。

特開２００２−４９４２号 特開２００２−４９４４号

本願発明は、従前のガスタービン発電装置を備えた電力若しくは熱・電力供給システムにおける上述の如き問題、即ちイ．夏期の発電機出力の低下を防止するために吸入空気の冷却を行う場合には、設備費及びランニングコストの引下げが図れないこと、ロ．排熱回収が温水発生器のみにより行われている場合には、夏期の発電機出力の低下に対応することができないこと、ハ．排熱回収が排熱ボイラのみにより行われているときには、温水の要求に対応できないこと、ニ．排熱回収を温水発生器と排熱ボイラの両方により行う場合には、設備費やランニングコストが嵩むだけでなく、総合的な熱回収効率が低下すること等の問題を解決せんとするものであり、一基の排熱回収用機器・装置でもって蒸気の発生と温水の発生を簡単に切換えできるようにするとことにより、発電機出力の増加の要請にも対応できると共に冬期における温水の要求にも簡単に対応できるようにした、構造が簡単且つコンパクトで安価に製造できる温水・蒸気兼用型熱交換器を提供するものである。

請求項１の発明は、排ガスＧの排熱回収部２と、当該排熱回収部２と一体にした温水発生部３と、排熱回収部２と温水発生部３へ熱媒水Ｗｏを供給する給水ユニット部４とを備え、蒸気又は温水を適宜に切換え発生可能とした温水・蒸気兼用型熱交換器において、前記排熱回収部２を上部ヘッダ３４と下部ヘッダ３５間を複数の熱交換管３６で連結した多管貫流型熱回収本体４０と当該熱回収本体４０の入口側へ連結した排ガス入口側ダクト３１と前記熱回収本体４０の出口側へ連結したエコノマイザ８及び排ガス出口側ダクト３２とから、また前記温水発生部３を胴部３７と当該胴部３７内に設けた温水用熱交換管１４と前記胴部３７内に連通する蒸気取出弁９と前記温水用熱交換管１４の両端部に連通する温水供給弁１１及び温水リターン弁１２とから夫々形成し、前記胴部３７と上部ヘッダ３４間を太径の主連通管２７を介して、また胴部３７と下部ヘッダ３５間を連通管２８を介して夫々連結することにより排熱回収部２と温水発生部３とを一体化すると共に、蒸気の発生時に前記温水発生部３の胴部３７を気水分離器とする構成としたものである。

請求項２の発明は、排ガスＧの排熱回収部２と、当該排熱回収部２と一体にした温水発生部３と、排熱回収部２と温水発生部３へ熱媒水Ｗｏを供給する給水ユニット部４とを備え、蒸気又は温水を適宜に切換え発生可能とした温水・蒸気兼用型熱交換器において、前記排熱回収部２を上部ヘッダ３４と下部ヘッダ３５間を複数の熱交換管３６で連結した多管貫流型熱回収本体４０と当該熱回収本体４０の入口側へ連結した排ガス入口側ダクト３１と前記熱回収本体４０の出口側へ連結したエコノマイザ８及び排ガス出口側ダクト３２とから、また前記温水発生部３を胴部３７と当該胴部３７内に設けた温水用熱交換管１４と前記胴部３７内に連通する蒸気取出弁９と前記温水用熱交換管１４の両端部に連通する温水供給弁１１及び温水リターン弁１２とから夫々形成し、前記胴部３７と上部ヘッダ３４間を太径の主連通管２７を介して、また胴部３７と下部ヘッダ３５間を連通管２８を介して夫々連結することにより排熱回収部２と温水発生部３とを一体化すると共に、前記温水発生部３の胴部３７に自動抽気装置３３を設け、温水の発生時には、多管貫流熱回収本体４０と胴部３７内を大気圧以下に、熱媒水Ｗｏの水位を上部ヘッダ３４の内部に、主給水弁３８を閉鎖の状態に夫々保持する構成としたものである。

請求項３の発明は、請求項１又は請求項２の発明において、受け入れする高温の排ガスＧをマイクロガスタービン発電装置からのタービン排ガスとすると共に、発生した蒸気をマイクロガスタービンの駆動用ガス内への噴射する構成としたものである。

請求項４の発明は、請求項１又は請求項２の発明において、排ガス入口側ダクト３１に排ガスＧを加熱する補助バーナ部５を介設する構成としたものである。

本願発明においては、蒸気を発生する排熱回収部２と温水発生部３とを一体的に形成し、蒸気の発生と温水の発生とを切り換え自在な構成としている。
その結果、従前の蒸気発生用の排熱ボイラと温水発生用の熱交換器の二種の缶体を設ける場合に比較して、装置の製造コストの大幅な削減が可能になるだけでなく、熱回収効率をより高めることが可能となる。

また、マイクロガスタービン発電装置と本願発明とを組み合せ使用した場合には、発生蒸気の利用により夏期におけるタービン発電機の出力減を防止することができると共に、冬期に多くなる温水の要求に対しても円滑に対応することができる。

更に、温水発生部３を真空式の温水発生部とした場合には、より効率的な温水供給が可能になるだけでなく、蒸気発生の停止後に熱回収本体４０及び胴部３７の内部を気密に保持することにより、両部４０、３７の自然冷却につれて内部の減圧が進行することになり、極めて好都合である。

以下、図面に基づいて本発明に係る温水・蒸気兼用型熱交換器の実施形態を説明する。
図１は本発明の温水・蒸気兼用型熱交換器の斜面図であり、図２は、温水・蒸気兼用型熱交換器の全体構成を示す系統図である。
また、図３は、図１のイ−イ視概要図であり、図４は図１のローロ視概要図である。

図１乃至図４において、１は温水・蒸気兼用型熱交換器、２は排熱回収部、３は温水発生部、４は給水ユニット部、５は補助バーナ部、６ａは排ガス入口、６ｂは排ガス出口、７は燃料制御弁、８はエコノマイザ、９は蒸気取出弁、１０は蒸気流量制御弁、１１は温水供給弁、１２は温水リターン弁、１３は三方切換弁、１４は温水用熱交換管、１５は温度検出器、１６は圧力検出器、１７は圧力コントローラ、１８は温度コントローラ、１９は温水循環ポンプ、２０はミストセパレータ、２１は軟化器、２２は給水タンク、２３は薬剤注入装置（清缶剤）、２４は給水ポンプ、２５はブロー装置、２６はコントロールボックス、２７は主連通管、２８は連通管、２９はベース、３０はケージング、３１は入口側ダクト、３２は出口側ダクト、３３は自動抽気装置、３４は上部ヘッダ、３５は下部ヘッダ、３６は熱交換管、３７は胴部、３８は主給水弁、３９はブロー弁、４０は多管貫流型熱回収本体、４１は密閉式膨張タンク(又は安全弁)、Ｇは排ガス、Ｆは燃料ガス（都市ガス）、ＨＷ₁ は高温温水、ＨＷ₂ は低温温水、Ｓは蒸気、Ｗは原水（上水）、Ｗｏは熱媒水である。

前記温水・蒸気兼用型熱交換器１は、図１に示す如く排熱回収部２と温水発生部３と排熱回収部２への給水ユニット部４と補助バーナ部５等からその主要部が構成されている。

前記排熱回収部２は、図３及び図４に示す如く、上部ヘッダ３４と下部ヘッダ３５との間を多数の熱交換管３６により連結することにより、所謂多管貫流型の熱回収本体４０を主体として形成されており、その入口側には排ガス入口が、また出口側には排ガス出口が夫々設けられている。更に、本体４０の外側面は断熱材を介してケージング３０により保護されている。

前記温水発生部３は、筒状の胴部３７とその内部に配置した熱交換管１４と、胴部３７内の排気を行う自動抽気装置３３等から形成されており、前記排熱回収部２の上方位置に配設固定されている。
尚、後述するように、筒状の胴部３７は蒸気の発生時には所謂気水分離器として機能することになり、また、温水の発生時には所謂減圧蒸発室の機能をする。
更に、前記自動抽気装置３３は抽気ポンプ等を主体として形成されている。

前記排熱回収部２と温水発生部３は、太径（本実施形態では１００Ａ）の主連結管２７により上部ヘッダ３４と胴部３７間を、また連結管（本実施形態では５０Ａ）２８により下部ヘッダ３５と胴部３７間を夫々連結することにより相互に連通されており、後述するように給水ユニット部４から排熱回収部２の熱交換管３６、上・下ヘッダ３４・３５及び胴部３７の底部へ注入された熱媒水Ｗｏが、排熱回収部２の熱回収本体４０と温水発生部３の胴部３７との間を循環流動することになる。

尚、本実施形態においては、前記排熱回収部２の熱回収本体４０の伝熱面積を、所謂簡易ボイラの範疇に属する構造とするために５ｍ² 以下に押えているが、必要に応じて伝熱面積を増加してもよいことは勿論である。

前記給水ユニット部４は、軟化器２１、給水タンク２２、薬剤注入装置２３、給水ポンプ２４及びブロータンク２５等から形成されており、排熱回収部２の熱回収本体４０を形成する熱交換管３６等内におけるスケール等の発生が有効に防止されている。
尚、この種多管貫流ボイラ用の給水ユニット部４の構成は公知であるため、ここではその詳細な説明を省略する。

前記補助バーナ部５は、燃料制御弁７及びガスバーナ（図示省略）等から構成されており、排ガスＧｈの熱量が不足する際には、当該補助バーナ部５を作動させて排熱回収部２における熱回収量を増加させる。
尚、本実施形態では、都市ガス（１３Ａ）Ｆを燃料とする補助バーナ部５を入口側ダクト３１に介設する構成としているが、当該補助バーナ部を削除してもよいことは勿論である。

図１乃至図４を参照して、本実施例に係る温水・蒸気兼用型熱交換器１は、６０ｋｗ用のガスタービン発電装置からのタービン排ガスの熱回収を目的として製作されたものであり、ベース２９の横幅及び縦幅は夫々約１２００ｍｍに選定されている。
また、排熱回収部２の横幅（長手方向）は約１２００ｍｍであり、且つ入口側ダクト３１の外壁と出口側ダクト３２の外壁との間の横幅寸法は約１６５０ｍｍに選定されている。
更に排熱回収部２の縦幅寸法は約５３０ｍｍに選定されてる。
加えて、高さ方向の寸法は、ベース２９の下面と温水発生部３の胴部３７の上面間が約１７００ｍｍに選定されている。尚、前記温水発生部３の胴部の外径は３２０ｍｍφ、長さは６５０ｍｍである。

次に、本発明に係る温水・蒸気兼用型熱交換器１の作動について説明をする。
当該温水・蒸気兼用型熱交換器は通常マイクロガスタービン発電装置等の高温排ガスの排出源の近傍に設置され、発電装置等から排出された高温の排ガスＧを排ガス入り口６ａ内へ受け入れする。

夏期等の温水に対する要求が減少すると共にマイクロガスタービンへの蒸気噴射が要求されるような場合には、温水・蒸気兼用型熱交換器１を排熱ボイラとして作動させる。
即ち、蒸気Ｓを発生させる場合には、先ずコントロールボックス２６に備えた作動切換スイッチ（図示省略）をボイラ作動側にセットする。これにより、温水発生部３の温水供給弁１１及び温水リターン弁１２が自動閉鎖され、温水供給系が完全に除外される。また、蒸気取出弁９等を含む蒸気供給系及び給水ユニット部４が、夫々自動的に作動状態にセットされる。
また、補助バーナ部５も蒸気負荷に応じて作動可能な状態にセットされ、更に、温水発生部３の自動抽気装置３３も自動的に系統から除外される。

排ガス入口６ａから入口側ダクト３１を通して多管貫流型の熱回収本体４０のガス入口側へ供給された高温のタービンからの排ガスＧは、熱交換管３６と接触しつつ流通し、排ガス出口よりエコノマイザ８及び出口側ダクト３２を通して大気中へ放出されて行く。
また、熱交換管３６との接触により、熱交換管３６内部の熱媒水Ｗｏへ排ガスＧの熱が伝熱され、熱媒水Ｗｏの加熱・蒸発が行われる。

熱交換管３６内で加熱・蒸発した蒸気及び水は、太径の主連結２７を通して温水発生部３の胴部３７内へ導入され、ここで気水分離が行われる。分離された熱媒水Ｗｏは連通管２８を通して下部ヘッダ３５へ戻される。また、蒸気Ｓは蒸気取出弁９及び蒸気流量制御弁１０を通して蒸気負荷（例えば、マイクロガスタービンの圧縮空気内への噴射）へ供給される。
更に、タービンからの排ガスＧの熱量が不足する場合には、適宜に補助バーナ部５が作動される。

一方、冬期等の温水負荷が増大すると共にマイクロガスタービン等への蒸気噴射を必要としないような場合には、温水・蒸気兼用型熱交換器１を温水発生器として作動させる。
即ち、コントロールボックス２６の作動切換スイッチを温水発生側へ設定することにより、温水発生部３の胴部３７に設けた蒸気取出弁９が自動閉鎖され、蒸気供給系が自動的に除外されると共に、給水ユニット部４の主給水弁３８及びブロータンク２５のブロー弁３９も自動的に閉鎖され給水ユニット部４及びブロータンク２５の系統が排熱回収部２から除外される。

また、温水発生部３の自動抽気装置３３が作動状態に保持されると共に、温水供給弁１１及び温水リターン弁１２が開放され、温水負荷系が温水発生部３へ接続される。

前記蒸気発生状態から温水発生状態に切替えたあと、温水発生部３の胴部３７等が自然冷却されると、胴部３７内は自然に減圧された状態となる。また、減圧度が設定値に達しない場合には、自動抽気装置３３が作動し、胴部３７内が所定の真空度に保持される。

タービンからの排ガスＧの熱により熱交換管３６内の熱媒水Ｗｏが加熱されると、熱媒水Ｗｏは上部ヘッダー３４内で直ちに沸騰し、その時の熱媒水Ｗｏの温度に対応する蒸気圧の蒸気を発生する。
また、この熱媒水Ｗｏの蒸発により発生した蒸気は、胴部３７内に配置した温水用熱交換管１４内の低温温水ＨＷ₂ と熱交換をして冷却されることにより凝集され、液滴となって胴部３７の底面へ滴下する。
尚、熱媒水Ｗｏの水面は、運転時に排熱回収部２の上部ヘッダー３４の上面近傍に位置するように設定されている。

タービン発電機の発生電力６０ｋｗ、都市ガス（１３Ａ）による熱入力２１４ｋｗの運転条件下でマイクロガスタービン発電装置（回転数９６０００ｒｐｍ）を運転した。
このとき、ガスタービンからの排ガスＧの温度は約２９０℃となり、流量は約１５００Ｎｍ³ ／ｈであった。

上記条件下で温水発生部３を作動させた場合には、約６０℃の低温水ＨＷ₂ を約７０℃の高温水ＨＷ、として１００００ｋｇ／ｈ（熱出力１１６ｋｗ）の割合で取り出すことができた。尚、この時の出口側ダクト３２から外部へ排出する排ガスＧの温度は、約９０℃であった。

また、排熱回収部２を作動させた場合には、胴部３７からの蒸気発生量８９．１ｋｇ／ｈ、飽和蒸気Ｓのエンタルピ６６１ｋｃａｌ／ｋｇ、排ガスＧｈの排出温度約１５０℃、蒸気圧力０．７〜０．８ＭＰａであった。尚、より多量の蒸気を発生させる必要がある場合には、補助バーナ部５が作動されることは勿論である。

更に、前記温水発生時の排ガスＧｈ内のＣＯ₂ は約１．５％、ＣＯは５〜１０ｐｐｍ、ＮＯｘは約５〜９ｐｐｍ（０％Ｏ₂ 換算）、炭化水素略０％であった。

前記排熱回収部２を作動させ、発生蒸気Ｓをガスタービン発電装置へ噴射（吸気量１５００ｋｇ／ｈ、噴射蒸気量８９．１ｋｇ／ｈ、噴射蒸気比率５．８％）した場合、吸気温度が３０〜３２℃の条件下において、約１４〜１５％（８．４〜９．０ｋｗ）の発生電力の増加が得られた。
また、この時の排ガスＧｈ内のＮＯｘ濃度は約５ｐｐｍから約１．５ｐｐｍに低下した。炭化水素及びＣＯ₂ は殆ど変化しなかった。ＣＯは若干増加する傾向を示したが、特に問題となるレベルではないことが判明した。

上記実施例においては、本発明に係る温水・蒸気兼用型熱交換器１を小型マイクロガスタービン発電装置へ適用する場合について述べたが、本発明に係る温水・蒸気兼用型熱交換器１は、高温の排ガスＧを排出するあらゆる機器・装置へ適用することができる。

本発明に係る温水・蒸気兼用型熱交換器の斜面図である。 温水・蒸気兼用型熱交換器の構成を示す系統図である。 図１のイ−イ視概要図である。 図１のロ−ロ視概要図である。 従前のマイクロガスタービン発電装置を備えた熱・電供給設備の系統図である。 従前のマイクロガスタービン発電装置を備えた他の熱・電供給設備の系統図である。 マイクロガスタービン発電装置における発電出力特性と蒸気噴射による発電機出力の増加特性を示す曲線である。

符号の説明

Ａｈは 圧縮空気
Ｇｈは 燃焼ガス
Ｇは 排ガス
Ｆは 燃料ガス（都市ガス）
Ｗｏは 熱媒水
ＨＷ₁は 高温温水
ＨＷ₂は 低温温水
Ｓは 蒸気
Ｗは 原水（上水）
Ｖは バルブ
Ｃｈは チャッキバルブ
ＳＴは ストレーナ
Ｐは ポンプ
Ｌは 流量計
ＴＧは 温度計
ＰＧは 圧力計
ＳＶは 安全弁
１は 温水・蒸気兼用型熱交換器
２は 排熱回収部
３は 温水発生部
４は 給水ユニット部
５は 補助バーナ部
６ａは 排ガス入口
６ｂは 排ガス出口
７は 燃料制御弁
８は エコノマイザ
９は 蒸気取出弁
１０は 蒸気流量制御弁
１１は 温水供給弁
１２は 温水リターン弁
１３は 三方切換弁
１４は 温水用熱交換管
１５は 温度検出器
１６は 圧力検出器
１７は 圧力コントローラ
１８は 温度コントローラ
１９は 温水循環ポンプ
２０は ミストセパレータ
２１は 軟化器
２２は 給水タンク
２３は 薬剤注入装置（清缶剤）
２４は 給水ポンプ
２５は ブロー装置
２６は コントロールボックス
２７は 主連通管
２８は 連通管
２９は ベース
３０は ケージング
３１は 入口側ダクト
３２は 出口側ダクト
３３は 自動抽気装置
３４は 上部ヘッダ
３５は 下部ヘッダ
３６は 熱交換管
３７は 胴部
３８は 主給水弁
３９は ブロー弁
４０は 多管貫流型熱回収本体
４１は 密閉式膨張タンク(又は安全弁)

Claims (4)

1. 排ガス（Ｇ）の排熱回収部（２）と、当該排熱回収部（２）と一体にした温水発生部（３）と、排熱回収部（２）と温水発生部（３）へ熱媒水（Ｗｏ）を供給する給水ユニット部（４）とを備え、蒸気又は温水を適宜に切換え発生可能とした温水・蒸気兼用型熱交換器において、前記排熱回収部（２）を上部ヘッダ（３４）と下部ヘッダ（３５）間を複数の熱交換管（３６）で連結した多管貫流型熱回収本体（４０）と当該熱回収本体（４０）の入口側へ連結した排ガス入口側ダクト（３１）と前記熱回収本体（４０）の出口側へ連結したエコノマイザ（８）及び排ガス出口側ダクト（３２）とから、また前記温水発生部（３）を胴部（３７）と当該胴部（３７）内に設けた温水用熱交換管（１４）と前記胴部（３７）内に連通する蒸気取出弁（９）と前記温水用熱交換管（１４）の両端部に連通する温水供給弁（１１）及び温水リターン弁（１２）とから夫々形成し、前記胴部（３７）と上部ヘッダ（３４）間を太径の主連通管（２７）を介して、また胴部（３７）と下部ヘッダ（３５）間を連通管（２８）を介して夫々連結することにより排熱回収部（２）と温水発生部（３）とを一体化すると共に、蒸気の発生時に前記温水発生部（３）の胴部（３７）を気水分離器とする構成としたことを特徴とする温水・蒸気兼用型熱交換器。
2. 排ガス（Ｇ）の排熱回収部（２）と、当該排熱回収部（２）と一体にした温水発生部（３）と、排熱回収部（２）と温水発生部（３）へ熱媒水（Ｗｏ）を供給する給水ユニット部（４）とを備え、蒸気又は温水を適宜に切換え発生可能とした温水・蒸気兼用型熱交換器において、前記排熱回収部（２）を上部ヘッダ（３４）と下部ヘッダ（３５）間を複数の熱交換管（３６）で連結した多管貫流型熱回収本体（４０）と当該熱回収本体（４０）の入口側へ連結した排ガス入口側ダクト（３１）と前記熱回収本体（４０）の出口側へ連結したエコノマイザ（８）及び排ガス出口側ダクト（３２）とから、また前記温水発生部（３）を胴部（３７）と当該胴部（３７）内に設けた温水用熱交換管（１４）と前記胴部（３７）内に連通する蒸気取出弁（９）と前記温水用熱交換管（１４）の両端部に連通する温水供給弁（１１）及び温水リターン弁（１２）とから夫々形成し、前記胴部（３７）と上部ヘッダ（３４）間を太径の主連通管（２７）を介して、また胴部（３７）と下部ヘッダ（３５）間を連通管（２８）を介して夫々連結することにより排熱回収部（２）と温水発生部（３）とを一体化すると共に、前記温水発生部（３）の胴部（３７）に自動抽気装置（３３）を設け、温水の発生時には、多管貫流熱回収本体（４０）と胴部（３７）内を大気圧以下に、熱媒水（Ｗｏ）の水位を上部ヘッダ（３４）の内部に、主給水弁（３８）を閉鎖の状態に夫々保持する構成としたことを特徴とする温水・蒸気兼用型熱交換器。
3. 受け入れする高温の排ガス（Ｇ）をマイクロガスタービン発電装置からのタービン排ガスとすると共に、発生した蒸気をマイクロガスタービンの駆動用ガス内への噴射する構成とした請求項１又は請求項２に記載の温水・蒸気兼用型熱交換器。
4. 排ガス入口側ダクト（３１）に排ガス（Ｇ）を加熱する補助バーナ部（５）を介設する構成とした請求項１又は請求項２に記載の温水・蒸気兼用型熱交換器。

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