JP2018517096A - 新規なマルチループ・ガスタービン及びその作動方法 - Google Patents

Abstract

本開示は、例えば、環境にやさしい火力発電等の複数の用途を有する新規なガスタービンに関するものである。様々な実施形態において、本開示はエリクソン／カルノーサイクルに近い高効率のマルチループ・ガスタービン及びマルチループ・ガスタービンの作動方法を提供する。【選択図】図６

Description

過去５０年間のガスタービン技術開発は、概して、高性能圧縮器、タービンブレードの冷却及び材料、リーンバーン燃焼器、デジタル制御、複合サイクル等の先進技術によって推進されてきた。今後５０年間の技術開発は、グローバルな要求の変化、例えば、ＣＯ_２排出比の削減、再生可能な熱エネルギ（例えば、太陽）による効率的作動能力、分散生成／消費パターンに適応するデザイン、水の使用の最低化または排除、及びグローバルな新興成長市場に対する入手しやすさによる許容性に対処するために、異なる種類の推進技術が必要となると思われる。

これらのニーズの全てに対処するような、ガスタービン・サイクル概念は従来技術には存在しない。本願明細書に開示される新規なガスタービン・サイクル概念の各種の実施形態は、上記の要求の全てとまではいかないが、それらのほとんどに対処することができる。本願明細書に記載される新規なサイクルの各種の実施形態は、あらゆる実際に可能な範囲の圧力比及び燃焼器出口温度で、カルノー限界に最も近い熱効率で作動することができる。本願明細書に記載されている新しいサイクルの実施例は、次世代のガスタービン技術に関して、サイクル最適化の極めて大きな可能性を提供する。

図１は、各種の図で使用される構成要素のアイコンを示すものである。周囲条件（Ｐ_０，Ｔ_０）、空気質量流量ｗ、特性（Ｒ、Ｃ_ｐ、γ）等のサイクルを定義する際に使用される各種のパラメータがある。これらの変数の定義は、本書面添付の付録Ａに記載されている。加えて、更に２つのパラメータθ及びπの定義が必要である。θは、サイクル温度比（Ｔ_ｍａｘ／Ｔ_ｍｉｎ）であり、πはサイクル圧比（Ｐ_ｍａｘ／Ｐ_ｍｉｎ）である。サイクル圧比πは全体の圧縮圧比であり、それゆえ、等エンタルピ圧縮温度比τは、γが比熱Ｃ_ｐ／Ｃ_ｖの比であるとき、π^{γ−１／γ}に等しい。解析導出において、「等温」方法の場合であっても［ＲＬｎ（π）＝ＣｐＬｎ（τ）］としてτ_{Ｔ＝ｃｏｎｓｔ．}＝１であるとき、「τ」は「π」より便利な変数である。

単純オープンサイクル・ガスタービンは、ブレイトン（ＢＲＯ）サイクルで作動し、直列に３つの構成要素を備える。図２で図示するように、これらの３つの構成要素は、圧縮器２０１と、燃焼器２０３と、タービン２０５である。燃料２０７も図１で示される。

図３で図示するように、クローズドエリクソンサイクル（ＥＲＣ）は、外部冷却による等温圧縮３０１と、外部加熱による等温膨張３０３と、完全再生器３０５と、を有する。

再生オープンサイクル・ガスタービン（ＲＧＯ）は、直列に４つの構成要素を備える。図４で図示するように、これらの４つの構成要素は、圧縮器４０１と、再生器４０３と、燃焼器４０５と、タービン４０７である。燃料４０９は、図４でも図示される。τ＜√θのとき、再生オープンサイクル・ガスタービンの動作の理論が有効である。

しかしながら、単純オープンサイクル・ガスタービンでは、排気は排気管から空中に噴出され、完全に無駄になる。このように、ブレイトンサイクルでは、高出力比及び高熱効率を同時に達成することはできない。また、事実上の限界もあった。サイクル圧比（π）は空気力学的に制限され、最大ガス温度またはサイクル温度比（θ）は利用可能な高価な高温材料及び冷却技術によって制限される。単純オープンサイクル・ガスタービンは、周囲圧力境界間で作動するので、常に排気熱損失が大きくなる。複合サイクルではボトミング・ランキンサイクルを連結することでこの問題に対処しているが、より複雑になり、上述のボトミング・ランキンサイクルのための追加の作動媒体として、水を必要とするものだった。ボトミング・ランキンサイクルでは、例えば、大規模コンデンサ、大量の冷却水本体（例えば、湖及び川）、大規模冷却塔を使用することにより、排気中のあらゆる潜熱を大気に放出しないようにしなければならないからである。

複合サイクル技術において、ガスタービンの排気ガスの熱は、熱回収蒸気発生器に供給され、蒸気を生成する。次に、この蒸気は、蒸気タービンを駆動するために用いられる。この全体のプロセスにより、火力発電所の効率を上昇させ、更に環境に有害な放出物を低減させる。上記のように、複合サイクルでは、より複雑になっている。

付録Ｂは、上述した３つのサイクルの場合の（無次元形またはｗＣ_ｐＴ_Ｏに関する）相対サイクル出力比ω及びサイクル熱効率ηに関して解析の基礎を提供する。付録Ｂはまた、ＣＯ_２排出の感受性についても記載している。

例えば、付録Ｂから理解できるように、エリクソンサイクルは、カルノー限界に匹敵する高出力比及び高効率を同時に提供する。３つの支配方法のうち２つ（等温圧縮及び完全再生）は実現可能であり、かつ、引き続き必要とされる。しかしながら、等温膨張は、このように考えることはできず、再加熱による段階的膨張で置換しなければならない。

更に、「再生」があらゆる圧力比で有効なオプションとなる（τ≧√θ）ように、再生は、等温または疑似等温圧縮に連結されなければならない。

さらに、段階的膨張は、クローズドサイクル構成のために、段階的圧縮と、再生と、排気再圧縮とでネットワーク化されなければならない。

したがって、不凝縮ガス媒体にとって実際的な現実の領域にカルノー原理を適用するための大きな前進であった、エリクソンサイクルこそ基礎的モデルであり、その熱効率及び出力比に近づくことを意図することのみができる。

さらに、以下の点が挙げられる。
（ａ）熱効率が改善される範囲で、ＣＯ_２排出比が減らされる。石炭ベースのプラントは、概して、ガスベースのプラントに環境的観点から競合関係に立つためには、６７％高い熱効率で作動しなければならない。
（ｂ）天然ガスの燃焼中に生成される水の回収は、特定の場合には重要となりうる。
（ｃ）再生可能な熱エネルギで作動する小規模プラント（例えば、太陽熱発電）は、適度又は低い最高温度及び入手可能な圧力比で作動する。
（ｄ）水が不足している場合、または全く利用できない場合には、ボトミング・ランキンサイクル無しで対応することが必要になる。

後述する開示された各種の実施例は、上記課題に対する解決手段を提供する。

本願明細書は、あらゆる実際に可能な範囲の圧力比及び燃焼器出口温度で、エリクソン／カルノー限界に最も近い熱効率によって作動可能な、新規なマルチループ・ガスタービンを開示する。

一の実施形態において、発電システムは、
第１の圧縮器及び第２の圧縮器と、
第１の再生器及び第２の再生器と、
第１の燃焼ユニット及び第２の燃焼ユニットと、
第１のタービン及び第２のタービンと、を備え、
第１の圧縮器は、第１の再生器と動作的に連通して、第１の圧縮器から第１の再生器に圧縮ガスを供給し、
第１の再生器は、第１の燃焼ユニットと動作的に連通して、第１の再生器から第１の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
第１の燃焼ユニットは、第１のタービンと動作的に連通して、第１の燃焼ユニットから第１のタービンに排気ガスを供給し、
第２の圧縮器は、第２の再生器と動作的に連通して、第２の圧縮器から第２の再生器に圧縮ガスを供給し、
第２の再生器は、第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、第２の再生器から第２の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
第２の燃焼ユニットは、第２のタービンと動作的に連通して、第２の燃焼ユニットから第２のタービンに排気ガスを供給し、
第１のタービンは、第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、第１のタービンから第２の燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
第２のタービンは、第１の再生器及び第２の再生器と動作的に連通して、第２のタービンから第１の再生器及び第２の再生器に膨張ガスを供給することを特徴とする。

他の実施形態において、発電システムは、
第１の圧縮器、第２の圧縮器及び第３の圧縮器と、
第１の再生器、第２の再生器及び第３の再生器と、
第１の燃焼ユニット、第２の燃焼ユニット及び第３の燃焼ユニットと、
第１のタービン、第２のタービン及び第３のタービンと、を備え、
第１の圧縮器は、第１の再生器と動作的に連通して、第１の圧縮器から第１の再生器に圧縮ガスを供給し、
第１の再生器は、第１の燃焼ユニットと動作的に連通して、第１の再生器から第１の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
第１の燃焼ユニットは、第１のタービンと動作的に連通して、第１の燃焼ユニットから第１のタービンに排気ガスを供給し、
第２の圧縮器は、第２の再生器と動作的に連通して、第２の圧縮器から第２の再生器に圧縮ガスを供給し、
第２の再生器は、第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、第２の再生器から第２の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
第２の燃焼ユニットは、第２のタービンと動作的に連通して、第２の燃焼ユニットから第２のタービンに排気ガスを供給し、
第３の圧縮器は、第３の再生器と動作的に連通して、第３の圧縮器から第３の再生器に圧縮ガスを供給し、
第３の再生器は、第３の燃焼ユニットと動作的に連通して、第３の再生器から第３の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
第３の燃焼ユニットは、第３のタービンと動作的に連通して、第３の燃焼ユニットから第３のタービンに排気ガスを供給し、
第１のタービンは、第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、第１のタービンから第２の燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
第２のタービンは、第３の燃焼ユニットと動作的に連通して、第２のタービンから第３の燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
第３のタービンは、第１の再生器、第２の再生器及び第３の再生器と動作的に連通して、第３のタービンから第１の再生器、第２の再生器及び第３の再生器に膨張ガスを供給することを特徴とする。

他の実施形態においては、発電システムは、
その数がｎに等しくｎは１より大きい整数である、複数の機能ユニットを備え、
複数の機能ユニットは、それぞれ、圧縮器と、再生器と、燃焼ユニットと、タービンとを備え、
圧縮器は、再生器と動作的に連通して圧縮器から再生器に圧縮ガスを供給し、
再生器は燃焼ユニットと動作的に連通して、再生器から燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
燃焼ユニットは、タービンと動作的に連通して、燃焼ユニットからタービンに排気ガスを供給し、
第ｎ番目の機能ユニット以外の複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、タービンは、後の機能ユニットの燃焼ユニットと動作的に連通して、タービンから後の機能ユニットの燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
第ｎ番目の機能ユニットにおいて、タービンは、前の機能ユニットの再生器と動作的に連通して、タービンから前の機能ユニットの再生器に膨張ガスを供給することを特徴とする。

さらに他の実施形態において、発電方法は、
第１の圧縮器から第１の再生器に圧縮ガスを導くこと、
第１の再生器から第１の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
第１の燃焼ユニットから第１のタービンに排気ガスを導くことと、
第２の圧縮器から第２の再生器に圧縮ガスを導くことと、
第２の再生器から第２の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
第２の燃焼ユニットから第２のタービンに排気ガスを導くことと、
第１のタービンから第２の燃焼ユニットに膨張ガスを導くことと、
第２のタービンから第１の再生器及び第２の再生器に膨張ガスを導くことと、を含むことを特徴とする。

他の実施形態において、発電方法は、
第１の圧縮器から第１の再生器に圧縮ガスを導くことと、
第１の再生器から第１の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
第１の燃焼ユニットから第１のタービンに排気ガスを導くことと、
第２の圧縮器から第２の再生器に圧縮ガスを導くことと、
第２の再生器から第２の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
第２の燃焼ユニットから第２のタービンに排気ガスを導くことと、
第３の圧縮器から第３の再生器に圧縮ガスを導くことと、
第３の再生器から第３の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
第３の燃焼ユニットから第３のタービンに排気ガスを導くことと、
第１のタービンから第２の燃焼ユニットに膨張ガスを導くことと、
第２のタービンから第３の燃焼ユニットに膨張ガスを導くことと、
第３のタービンから第１の再生器、第２の再生器及び第３の再生器に膨張ガスを導くことと、を含むことを特徴とする。

さらに他の実施形態において、発電方法は、
それぞれ、圧縮器と、再生器と、燃焼ユニットと、タービンとを備え、その数がｎに等しくｎは１より大きい整数である、複数の機能ユニットを設けることと、
複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、圧縮器から再生器に圧縮ガスを導くことと、
複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、再生器から燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、燃焼ユニットからタービンに排気ガスを導くことと、
第ｎ番目の機能ユニット以外の複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、タービンから後の機能ユニットの燃焼ユニットに膨張ガスを供給することと、
第ｎ番目の機能ユニットにおいて、タービンから前の機能ユニットの再生器に膨張ガスを供給することと、を含むことを特徴とする。

本発明のこれら及びその他の特徴、態様及び利点は、以下の説明、添付の請求の範囲及び添付の図面を参照してよりよく理解される（図面のいくつかは正確な縮尺で示されていない場合があり、図面のいくつかは示された縮尺で示されている場合があり、更に、縮尺または寸法が示されていたとしても、それらは一例としてのみ提供される。
図１は、図において使用する各種の構成要素のアイコンを示すものである。 図２は、ブレイトンオープンサイクル（従来技術）を示すものである。 図３は、エリクソンクローズドサイクル（従来技術）を示すものである。 図４は、再生オープンサイクル（従来技術）を示すものである。 図５は、本開示の一実施形態における新規なオープンサイクル方式を示すものである。 図６は、本開示の一実施形態における新規なオープンサイクル方式を示すものである。 図７は、本開示の一実施形態における新規なオープンサイクル方式を示すものである。 図８は、本開示の一実施形態における新規なクローズドサイクル方式を示すものである。 図９は、本開示の一実施形態における新規なクローズドサイクル方式を示すものである。 図１０は、本開示の一実施形態における新規なクローズドサイクル方式を示すものである。 図１１は、本開示の一実施形態における石炭用の新規なサイクル性能のグラフを示すものである。 図１２は、本開示の一実施形態における太陽熱エネルギ用の新規なサイクル性能のグラフを示すものである。

［付録書類のリスト］
付録Ａは、本願明細書において用いられる各種の用語を記載する。

付録Ｂは、本願明細書において記載されている各種のサイクルについて解析的基礎を提供する。付録Ｂはまた、ＣＯ_２排出の感受性についても記載している。

付録Ｃは、本開示の実施形態による新規な各種のサイクルの性能に関する議論を提供する。付録Ｃも、限定されたシミュレーションの結果及び本開示の各種の実施形態による構成要素共通の原則について述べる。

付録Ｄは、本願明細書において用いられる方程式の詳細な導出を提供する。

付録Ｅは、本願明細書において記載された各種の参照を記載する。

付録Ｆは、追加的に歴史的概観について述べる。

本開示の詳細な実施形態は、本願明細書に記載されている。しかしながら、開示された実施形態は、本開示の組成、構成及び方法を、各種の態様で単に図示するだけであることを理解すべきである。加えて、各種の実施形態に関連して挙げられる実施例の各々は、例示の目的で示されるものであり、限定的ではない。更に、図は必ずしも一定の縮尺によるものではなく、若干の特徴は特定の部品の詳細を示すために誇張される場合がある。したがって、本願明細書において開示される特定の構造及び機能的な詳細は、限定的なものとして解釈されるものではなく、本願明細書において開示される組成、構成及び方法を、多様に使用することを当業者に教示するための典型的な基礎のみとして解釈されるべきである。明細書における「一実施形態」、「実施形態」、「例示の実施形態」等の参照用語は、記載されている実施形態が、特定の特徴、構造または特徴を含むことができることを示すが、すべての実施形態が特定の特徴、構造または特徴を必ずしも含むことができるというわけではない。さらに、この種の文章が、同一の実施形態に必ずしも関するわけではない。

本発明を記載して請求するために、「再生器」という用語は、一種の熱交換器（例えば、平行流式熱交換器、対向流式熱交換器または直交流式熱交換器）を指すことを目的とする。一実施例において、再生器は、空気・ガス熱交換器（例えば、空気とガスが最小限混合されるように、圧縮器から出る空気がタービンを出るガスによって加熱される）でもよい。

本発明を記載して請求するために、「内部燃焼ユニット」という用語は、ガス流路（例えば、入口―圧縮器―燃焼ユニット−タービン―排気、オープンサイクル構成において直列に接続される全ての要素を備えるガスタービンエンジン・システムのガス流路）に対して内部にある燃焼ユニット（例えばバーナ）を指すことを目的とする。

本発明を記載して、請求するために、「外部燃焼ユニット」という用語は、ガス流路（例えば、入口―圧縮器―燃焼ユニット−タービン―排気、オープンサイクル構成において直列に接続される全ての要素を備えるガスタービンエンジン・システムのガス流路）に対して外部にある燃焼ユニット（例えばバーナ）を指すことを目的とする。

本発明を記載して、請求するために、用語「バーナ」は、（ａ）例えば、あらゆるオープンサイクル構成に関連する「内部燃焼室」、または（ｂ）例えば、「外部ヒータ」として使われ、例えば、あらゆるクローズドサイクル構成と関連する「外部燃焼室」を指すことを目的とする。

後述する実施形態は、新規なクローズド（ＮＣｎ）及び新規なオープン（ＮＯｎ）サイクル方式と称されることがあり、ｎは圧縮／膨張段の数であり、ｎ＝１、２、３・・・である。一実施例において、ｎは２に等しい。他の実施例において、ｎは３に等しい。他の実施例において、ｎは４に等しい。

本願明細書に記載されている実施形態は、例えば、航空用、定置用、機関車用、船舶用等の一般のガスタービンエンジンに適用できる。公知のいかなるガスタービン・ソフトウェアモデリングツールを使用することもできる。

次に、図５〜図１０を参照して、各種の新規なオープン及び新規なクローズドサイクル方式は、等温圧縮、再生及び再加熱を備えるｎ＝１、２及び３の圧縮／膨張段について例示される。これらは、直列に作動し、オープンサイクルの減少空燃比からの規制がある従来の再熱スキームとは異なる。また、ループに圧縮器を加えることによって、実質的に出力比を上昇させる可能性がある。オープンサイクルにも有効ではあるが、冷却された排気再圧縮は、一実施例において、クローズドサイクルに使用される。

説明を簡略化するため、各種の新規なサイクル概念は、完全方法及び恒常的特性の理想条件下で例示される。性能式の完全な導出は付録Ｃで提供される。

図５で図示するように、基本の新規なオープンサイクル（ｎ＝ｌ）は、圧縮器５０１と、再生器５０３と、燃焼器５０５と、タービン５０７とを利用する。図５はまた、燃料５０９も示す。基本の新規なオープンサイクル（ｎ＝ｌ）は、理想的には断熱でなく等温である圧縮を除き、図４のオープン再生サイクル（ＲＧＯ）と類似している。加えられる付加的な特徴は、可能な限り（例えば、降温環境下で、飽和まで）圧縮の内部冷却のために水を使用すること、及び再生器排気ガスからの水回収である。この工程で、１ｋｇのメタンは２．２５ｋｇの水を生成する。

次に、図６を参照すると、図示された２段の新規なオープンサイクル（ｎ＝２）は、圧縮器６０１Ａ及び６０１Ｂと、再生器６０３Ａ及び６０３Ｂと、燃焼器６０５Ａ及び６０５Ｂと、タービン６０７Ａ及び６０７Ｂとを利用する。図６はまた、燃料６０９も示す。更に、図６の２段の新規なオープンサイクル（ｎ＝２）に関して、各膨張段の圧力比はπ^１／２である。それぞれ、２つの圧縮段は圧力比π及びπ^１／２である。第１のタービン６０７Ａの排気は、第２の段のバーナ６０５Ｂに送られ、第２の段では、再生器６０３Ｂによって再生加熱された後で、第２の圧縮器６０１Ｂからの新鮮な空気と混合される。第２のタービン６０７Ｂからの排気は、２等分されて、２つの再生器６０３Ａ、６０３Ｂに送られ、更にスタックに送られる。圧縮器６０１Ａ、６０１Ｂは、水の噴霧によって内部冷却される。水は、両方の再生器の排気流から回収される。第２のバーナ６０５Ｂの空燃比は、安定及び完全燃焼の範囲内であることを必要とする。更に、各圧縮器は、単一段または複数段でもよい（この図６に示される実施例では、圧縮器６０１Ａは少なくとも２段であり、圧縮器６０１Ｂは少なくとも単一段である）。

次に、図７を参照すると、図示された３段の新規なオープンサイクル（ｎ＝３）は、圧縮器７０１Ａ、７０１Ｂ及び７０１Ｃと、再生器７０３Ａ、７０３Ｂ及び７０３Ｃと、燃焼器７０５Ａ、７０５Ｂ及び７０５Ｃと、タービン７０７Ａ、７０７Ｂ及び７０７Ｃとを利用する。図７はまた、燃料７０９も示す。更に、図７の３段の新規なオープンサイクル（ｎ＝３）に関して、各膨張段の圧力比はπ^１／３である。それぞれ、３つの圧縮段は圧力比π、π^２／３、π^１／３である。第１のタービン７０７Ａの排気は、第２の段のバーナ７０５Ｂに送られ、第２の段では、再生器７０３Ｂによって再生加熱された後で、第２の圧縮器７０１Ｂからと新鮮な空気と混合される。第２のタービン７０７Ｂの排気は、第３の段のバーナ７０５Ｃに送られ、第３の段では、再生器７０３Ｃによって再生加熱された後で、第３の圧縮器７０１Ｃからの新鮮な空気と混合される。第３のタービン７０７Ｃからの排気は、３等分されて、３つの再生器７０３Ａ、７０３Ｂ、７０３Ｃに送られ、更にスタックに送られる。残りの動作は、上記と類似しているため、繰り返して記載しない。第２及び第３のバーナ７０５Ｂ、７０５Ｃの空燃比は、安定及び完全燃焼の範囲内であることを必要とする。更に、各圧縮器は、単一段または複数段でもよい（この図７に示される実施例では、圧縮器７０１Ａは少なくとも３段であり、圧縮器７０１Ｂは少なくとも２段である）。

図８で図示するように、基本の新規なクローズドサイクル（ｎ＝ｌ）は、圧縮器８０１と、再生器８０３と、燃焼器８０５と、タービン８０７とを利用する。基本の新規なクローズドサイクル（ｎ＝ｌ）は、理想的に等温ではなく断熱である膨張を除いて、図３のエリクソン周期（ＥＲＣ）と、類似している。図３の内部燃焼バーナは、外部燃焼ヒータ、あるいは、太陽熱発電（ＣＳＴ）、バイオガス・バーナ、または地熱等の再生可能な熱源と置換される。本実施形態において、タービンからの排気は熱気からなり、再生器を通過した後に再圧縮される。燃料が大量のメタンを含む場合には、外部燃焼バーナの排気を冷却することによって、可能で望ましければ、水を回収できる。他の実施形態では、クローズドサイクルはその動作のために、空気または他のあらゆるガス、例えばＣＯ_２を使用することができる。

次に、図９を参照すると、図示の２段の新規なクローズドサイクル（ｎ＝２）は、圧縮器９０１Ａ及び９０１Ｂと、再生器９０３Ａ及び９０３Ｂと、燃焼器９０５Ａ及び９０５Ｂと、タービン９０７Ａ及び９０７Ｂとを利用する。加えて、各圧縮器は、単一段または複数段でもよい（この図９に示される実施例で、圧縮器９０１Ａは少なくとも２段であり、圧縮器９０１Ｂは少なくとも単一段である）。更に、類似の等分及び再生冷却後のタービン排気が再圧縮のために各圧縮器に向かうことを除き、図９の２段の新規なクローズドサイクル（ｎ＝２）は、図６のオープンサイクル方式と類似している。

次に、図１０を参照すると、図示の３段の新規なクローズドサイクル（ｎ＝３）は、圧縮器１００１Ａ、１００１Ｂ及び１００１Ｃと、再生器１００３Ａ、１００３Ｂ及び１００３Ｃと、燃焼器１００５Ａ、１００５Ｂ及び１００５Ｃと、タービン１００７Ａ、１００７Ｂ及び１００７Ｃとを利用する。加えて、各圧縮器は、単一段または複数段でもよい（この図１０に示される実施例で、圧縮器１００１Ａは少なくとも３段であり、圧縮器１００１Ｂは少なくとも２段であり、圧縮器１００１Ｃは少なくとも単一段である）。更に、類似の等分及び再生冷却後のタービン排気が再圧縮のために各圧縮器に向かうことを除き、図１０の３段の新規なクローズドサイクル（ｎ＝３）は、図７のオープンサイクル方式と類似している。

新規なサイクルの「クローズド」及び「オープン」方式の両方の熱力学が正確に同じであることは、明らかである。前述のように、サイクルは、同じ圧縮圧比π及び同じサイクル温度比θによって作動する。

公平な比較のために、新規なサイクルの性能は、類似する複雑性、サイクル圧比π及びサイクル温度比θのｎ個のエリクソンサイクルの合計と比較しなければならない。ｎが増加するにつれて、新規なサイクルはエリクソンサイクルに接近すると思われるが、出力比及び熱効率の両者は急速に減少する。したがって、一実施例では、ｎ＝２または３が実用的な実施態様として合理的かつ十分であると考えられる。付録Ｃは、開示の実施形態による各種の新規なサイクルの性能に関する議論を提供する。

各種の実施形態において、グローバルな要求の変化、例えば、ＣＯ_２排出比の削減、再生可能な熱エネルギ（例えば、太陽）による効率的作動能力、分散生成／消費パターンに適応するデザイン、水の使用の最低化または排除、及びグローバルな新興成長市場に対する入手しやすさによる許容性に対処するために、複数の機構が提供される。

各種の実施形態において、圧縮器は、冷却剤（例えば、水または空気）によって、外部冷却することができる。かかる一実施形態において、冷却は、圧縮器外壁にわたる熱交換（いわゆる段間冷却器または中間冷却器）であってもよい。その他の実施形態において、圧縮器は、液体（例えば、水または水・メタノール混合物）の蒸発によって、内部冷却することができる。他の実施形態において、冷却は、外部冷却及び／または内部蒸発冷却でもよい。他の実施形態では、冷却剤は、蒸発または潜熱によって大量のエネルギを消費するものでもよい。

他の実施形態において、再生可能なエネルギ源は、（ａ）太陽熱（例えば、太陽熱発電）、（ｂ）地熱、（ｃ）動植物由来の多種の態様によるバイオマス、（ｄ）海洋温度差を含んでもよい。

他の実施形態では、太陽熱発電は、内部／外部加熱と一体化してもよく、前者は再生器を不要なものとする。

本願明細書で記載されるように、複数の機構は、本質的には、（ａ）疑似等温内部冷却圧縮、（ｂ）平行再熱ループによる段階的膨張、（ｃ）バーナ／ヒータでの連続的膨張質量流の複合、（ｄ）排気分割、再循環、再生（再圧縮クローズドサイクル）を利用することによって、ブレイトンサイクルとエリクソンサイクル間のギャップを埋めるものである。一実施形態において、直列−平行ループになった３つの再生・疑似等温・圧縮オープンサイクルのネットワークが提供されている。他の実施形態では、直列平行ループになった、３つの再生・疑似等温・圧縮クローズドサイクルのネットワークが提供されている。

参照は、本開示の各種の実施形態による新規なサイクルのいくつかの例示的応用に関するものである。

これらの応用で第１のものは、ガスタービン燃料としての石炭の使用である。この点に関して、新規なクローズド／オープンサイクル方式は将来の各種の要求に適用することができる。例えば、既存のガス火力プラントを、より安価で局所的に利用可能な燃料（例えば石炭）で作動するように、環境的に受容可能で商業的にも競争力のある形で転換させることができる。

（付録Ｂの）図Ｂ―３を参照し、かかる転換のためには、基本的に既存のプラントと同一のターボ機械ハードウェアを用いて、１．６６７倍、熱効率を上昇させなければならないということがわかる。既存のガス火力プラントの圧縮機ブレードは、２段または３段の圧縮器レイアウトを構成するために利用することができる。当初のタービンの複数のユニットを用いることができる。相対熱効率が当初の基本的なガスタービンの１．６６７倍であるときの、サイクル温度比θの各値についての相対出力比及び圧力比を図１１に示す。これは、石炭の燃焼が、天然ガスの主成分であるメタンと比較して、燃焼熱当たり１．６６７倍のＣＯ_２を発生するからである。

ｎ＝２及び３では、相対比出力が２倍または３倍になる点に注意されたい。これは、複雑性の付加を正当化するだろう。

他の応用は、太陽エネルギ用ガスタービンに関係するものである。この点に関して、新規なオープン及びクローズドサイクル方式は、例えば、太陽熱発電用に利用することができる。現在、多くの太陽エネルギまたは太陽エネルギ・燃料ハイブリッドの設計は、既存のガスタービン・ハードウェアあるいはその他の文献［２，４，５］の周辺で開発されている。オープンサイクル方式の文献［４］について、典型的サイクル温度比は約３〜４．５であり、圧力比は約９〜１５が適切である。超臨界ＣＯ_２ベースのクローズドサイクルの文献［５］について、典型的サイクル温度比は約３であり、圧力比は約３〜６であって低い。一実施形態において、新規なオープン及びクローズドサイクル方式は、かかる用途に適用することができる。適度のサイクル温度比θ＝３及びサイクル圧比π＝３〜１５の場合の、これらの新規なサイクルのシミュレーション性能を、図１２に示す。ここで、同じπ及びθの場合の、基本のブレイトンサイクルと対比した新規なサイクルの出力比及び熱効率は、それぞれ「ＲＷ」及び「ＲＥｔａ」で示される。データは、ｎ＝２及び３の場合を示す。

図１２からわかるように、複雑性は増しているが、新規なオープン及びクローズドサイクル方式はあらゆる圧力比において高い出力比をもたらす。ｎ＝２及び３の場合、これらのサイクルの熱効率は、低圧比（３〜６）で顕著に優れ（１５０―２４０％）、１５の高圧比では約１１〜１５％高い。このように、新規なサイクルは、超臨界ＣＯ_２ベースのクローズドサイクルに適している。この実施例では、圧縮器は、外部冷却のみが可能である。

上述のように、単純化の目的のみで、各種の新規なサイクル概念は、完全方法及び恒常的特性の理想条件で例示される。この点に関して、恒常的特性及び質量流量を有する理想的なサイクル解析は、出力比及び熱効率の性能傾向を正しく捉えるものであり、これらの傾向は現実のサイクル条件と整合すると考えられる。ここで示される解析及び限定されたシミュレーション結果に基づいて、以下の４つの主要な結論が導かれる。

（１）解析されているように、新規なオープン及びクローズドサイクル方式は、ボトミング・ランキンサイクルなしに、高出力比及び高熱効率を同時に達成するという基本的な目的を満たすものである。

（２）新規なサイクル概念は、サイクル圧比π及びサイクル温度比θの設計値を選択する際に必要な柔軟性を提供し、その一方で、特定の要件、例えば好適なエネルギ源（例えば、石炭、天然ガスまたは太陽熱発電）、節水（例えば乾燥地域用）及び／または水生成のためにサイクルを最適化する。

（３）新規なサイクルは、例えば、分散生成／消費モデルの下での好適なオプションとして、低圧力／温度比の小規模／中規模程度のプラントに適している。

（４）全体的な取得価格を低減して、入手容易性を改良する部品共通化の原則は確立されており、将来のプラント構成のために考慮することができる。

一実施形態において、マルチループ・ガスタービンは各ループを有し、各ループは、燃焼目的で空気または他のガスを掃引する少なくとも１つの圧縮機と、圧縮された空気または他のガスを冷却する冷却剤と、最終ループのタービンから複数の熱伝導壁を備えた複数の分離された通路に、圧縮空気または他のガスならびに高温の膨張空気又は他のガスを通す再生器と、圧縮空気または他のガスと燃料を燃焼させる燃焼ユニットと、少なくとも１つのタービンと、を備え、前のループのタービンの排気流は次のループの燃焼ユニットに送られて、第１のループの排気流と次のループの高温の圧縮空気または他のガスの混合が可能になり、最終ループのタービンの高温膨張排気は各ループの再生器に戻され、排気熱が回収されることにより、効率が高められ、冷却剤は、各ループの再生器から回収される。

各種実施形態において、マルチループ・ガスタービンは、オープンサイクルまたはクローズドサイクル・タービンである。オープンサイクルマルチループ・ガスタービンの実施形態において、燃焼ユニットは内部燃焼バーナであるが、それに限定されない。クローズドサイクルマルチループ・ガスタービンの実施形態において、燃焼ユニットは外部燃焼ヒータまたは再生可能な熱源、例えば太陽または地熱であるが、それらに限定されない。圧縮器は、噴霧水等の冷却剤によって内部冷却することができる。水は、再生器排気流から回収することができる。

一実施例において、マルチループ・ガスタービンは、３ループ・ガスタービンであり、第１のループの３段圧縮器と、第２のループの２段圧縮器と、第３のループの単一の圧縮器と、を含む。

他の実施例では、マルチループ・ガスタービンは、２ループ・ガスタービンであり、第１のループの２段圧縮器と、第２のループの単一の圧縮器と、を含む。

本願明細書において、マルチループ・ガスタービンを作動する方法も開示される。この方法は、（ｉ）前のループのタービンから排気を生成し、（ｉｉ）前のループの排気を次のループの加熱ユニットに送り、第１のループの排気流と次のループの高温圧縮空気または他のガスの混合を可能にし、（ｉｉｉ）最終ループのタービンから高温膨張排気を各ループの再生器に戻して、熱エネルギを回収して効率を高め、（ｉｖ）必要であれば、各ループから水を回収し、浄化の後で冷却するために水を再循環させる。燃料として天然ガスを用いるオープンサイクル動作では、概して十分な水が生成されるので、特に乾燥地域では、回収して使用することができる。

実施形態において、すべての圧縮器は、同じ質量流及び入口条件で作動する。本実施形態において、（３ループ構成の）第１のループの圧縮器は３段圧縮器でもよく、各圧縮器段は圧力比π^１／３を有する。本実施形態の第２のループの圧縮器は２段圧縮器でもよく、各圧縮器段階は圧力比π^１／３を有する。本実施形態の第３のループにおいて、１つの圧縮器段のみがある。本実施形態のタービンは、同じ圧力比及び同じ入口温度で作動する。本実施形態のすべての再生器には、同一の高温側流出条件がある。低温側で、質量流量及び温度は同一である。
しかしながら、圧力は、それぞれπΡ_０、π^２／３Ｐ_０及びπ^１／３Ｐ_０であって異なる。本実施形態のすべての加熱ユニットは、同じ上限温度と下限温度の間で作動するが、質量流容量及び圧力レベルにおいて異なる。本実施形態の第１のループの加熱ユニットは、圧力πΡ_０かつ質量流ｗで作動する。本実施形態の加熱ユニットの数は、タービンの数と同一である。

一実施形態において、本願明細書に記載されている１またはそれ以上のいかなる圧縮／膨張段のタービンブレード（例えば、回転子ブレード、固定子ブレード）は、（例えば、サイズ、形状及び重量等の寸法や材料が）実質的に同じでもよい。

一実施形態において、タービンブレードは、同一であっても異なってもよい。

一実施形態において、本願明細書に記載されている１またはそれ以上のいかなる圧縮／膨張段の圧縮機ブレード（例えば、回転子ブレード、固定子ブレード）は、（例えば、サイズ、形状及び重量等の寸法や材料が）実質的に同じでもよい。

一実施形態において、圧縮機ブレードは、同一であっても異なってもよい。

一実施形態において、本願明細書に記載されている１またはそれ以上のいかなる圧縮／膨張段の再生器は、（例えば、サイズ、形状及び重量等の寸法や材料が）実質的に同じでもよい。

一実施形態において、再生器は、同一であっても異なってもよい。

一実施形態において、本願明細書に記載されている１またはそれ以上のいかなる圧縮／膨張段の燃焼ユニット（例えば、バーナ）は、（例えば、サイズ、形状及び重量等の寸法や材料が）実質的に同じでもよい。

一実施形態において、燃焼ユニットは、同一であっても異なってもよい。

新規なクローズド又はオープンサイクルは、効率及び出力比の性能を実質的に高める。

本発明は、特に、発電システムが部品共通化を利用するときには、費用対効果が高い。ガスタービン・ハードウェアの主要な費用要素は、軸流圧縮機及びタービンの、特に、内部冷却タービン用の異なるタイプの回転子ブレード及び固定子ブレードの数である。類似の圧縮機ブレード、類似のタービンブレード、類似の再生器、類似の燃焼ユニットなど同一または実質的に類似の構成要素を使用することで、全体のコストを減らすことができる。なぜなら、「原型」、「金型」、治具および固定具、工作機械、ならびにバランス用リグの１回きりの「ＮＲＥ」（非反復エンジニアリング）コストは共有できるからである。この特徴は、主要構成要素について本願明細書において例示される。

本発明の記載された実施形態は、制限的なものではなく例示を目的とし、本発明のすべての実施形態を表すことを目的とするものではない。各種の修正・変更は、以下の請求項で記載され、文言上及び法により認められた均等物としての本発明の趣旨又は範囲を超えない範囲で行うことができる。

［付録Ａ］

［用語］
Ａ フロー面積（ｍ^２）
Ｂ バーナ
ＢＲＯ ブレイトンオープンサイクル
Ｃ 圧縮機
ＣＣ 燃焼室
Ｃ_ｐ 定圧比熱（ｋＪ／ｋｇ／Ｋ）
Ｃ_ｖ 定積比熱（ｋＪ／ｋｇ／Ｋ）
ＥＲＣ エリクソンサイクル
Ｅｔ，Ｅｔａ 熱効率（ηと同じ）
ＧＴ ガスタービン
Ｌｎ 自然対数
ｍ 動作段数
ＭＪ メガジュール
ｎ 膨張／圧縮段の数
ＮＣｎ ｎ段の新規なクローズドサイクル
ＮＧ 天然ガス
ＮＯｎ ｎ段の新規なオープンサイクル
ＮＯＣｎ ｎ段の新規なオープン／クローズドサイクル
ＮＲＥ 経常外設備
Ｐ_０ 周囲圧力（ｋＰａ）
Ｐ_ｍａｘ 最大サイクル圧力（ｋＰａ）
Ｐ_ｍｉｎ 最小サイクル圧力（ｋＰａ）
ＰＲ サイクルまたは圧縮圧力比（πと同じ）
Ｑ_Ｂ 熱供給速度（ｋＷ）
Ｑ_ＢＴ 総熱供給速度（ｋＷ）
Ｑ_Ｔ タービンへの熱供給速度（ｋＷ）
Ｒ 気体定数（ｋＪ／ｋｇ／Ｋ）
ＲＥｔａ 単純ブレイトンサイクルに対する相対熱効率
ＲＧｉ 熱交換器番号ｉ
ＲＷ 単純ブレイトンサイクルに対する相対比出力
Ｔ タービン
Ｔ_ｍａｘ 最大サイクル温度（Ｋ）
Ｔ_ｍｉｎ 最低サイクル温度（Ｋ）
Ｔ_０ 周囲温度（Ｋ）
ｗ 空気質量流量（ｋｇ／ｓ）
Ｗ_Ｃ 圧縮動力（ｋＷ）
Ｗ_ＣＥ エリクソンサイクルにおける圧縮動力（ｋＷ）
Ｗ_ｃｍ 第ｍ段の圧縮動力（ｋＷ）
Ｗ_ＣＴ 総圧縮動力（ｋＷ）
Ｗ_Ｃｙ サイクル出力（ｋＷ）
Ｗ_Ｔ タービン出力（ｋＷ）
Ｗ_ＴＥ エリクソンサイクルにおけるタービン出力（ｋＷ）
Ｗ_ＴＴ 総タービン出力（ｋＷ）
γ 比熱比
η 熱効率
π サイクルまたは圧縮圧力比
τ 断熱圧縮温度比
θ サイクル温度比
ω サイクル比出力の無次元形またはＷＣ_ｐＴ_０に対するサイクル比出力

［付録Ｂ］

［解析的基礎］
ＢＲＯ、ＥＲＣ、およびＲＧＯサイクルについての相対比サイクル出力ω（無次元形またはＷＣ_ｐＴ_０基準）およびサイクル熱効率ηは、

ω_ＢＲＯ＝（θ−τ）（１−１／τ）；η_ＢＲＯ＝１−１／τ （１ａ）
ω_ＥＲＣ＝［（θ−１）Ｌｎ（τ）］；η_ＥＲＣ＝１−１／θ （１ｂ）
ω_ＲＧＯ＝（θ−τ）（１−１／τ）；η_ＲＧＯ＝１−τ／θ （１ｃ）

であると、解析によって明らかにすることができる。
周囲温度Ｔ_０＝３００Ｋを仮定し、θ＝６（Ｔ_ｍａｘ＝１８００Ｋ）およびθ＝３（Ｔ_ｍａｘ＝９００Ｋ）という典型的な高／低の値について、上記の３つのサイクルのωおよびηの挙動が、サイクル圧力比πの典型的な変化について、図Ｂ−１および図Ｂ−２に示される。

図Ｂ−１ 比出力ωの変化（シータ≡θ）
横軸：サイクル圧力比、シータ＝３，６
縦軸：比出力
凡例：ＷＢＲＯ６
ＷＥＲＣ６
ＷＲＧＯ６
ＷＢＲＯ３
ＷＥＲＣ３
ＷＲＧＯ３

図Ｂ−２ 熱効率η≡Ｅｔの変化、シータ≡θ
横軸：サイクル圧力比、シータ＝３
縦軸：熱効率
凡例：ＥｔＢＲＯ６
ＥｔＥＲＣ６
ＥｔＲＧＯ６
ＥｔＢＲＯ３
ＥｔＥＲＣ３
ＥｔＲＧＯ３
［ＣＯ_２排出の感受性］
石炭および天然ガスという２つの典型的な化石燃料を考える。文献［３］によれば、比ＣＯ_２（単位は、ｇ／ＭＪ）は、石炭について約１００、天然ガスについて約６０であり、（ｋｇ／ｋＷｈ）では、石炭について約（０．３６／η）、天然ガスについて（０．２１６／η）になる。天然ガスを燃料としたときに生じる比水は、約（０．１６２／η）（単位は、ｋｇ／ｋＷｈ）となり、重要であるならば無視できない量である。図Ｂ−３が、これらの燃料について、熱効率に対する比ＣＯ_２およびＨ_２Ｏの変化を示している。石炭ベースのプラントが天然ガスに比肩するためには、環境保護に対応できるように、約６７％高い熱効率（３０％→５０％）で稼働しなければならない。

図Ｂ−３ ηに対するＣＯ_２およびＨ_２Ｏ排出の感受性
横軸：熱効率
凡例：ＣＯ２−ＮＧ
Ｈ２Ｏ−ＮＧ
ＣＯ２−石炭

［付録Ｃ］

［一般的な新規なサイクルの性能（ＮＯＣｎ）］
新規なクローズドおよび新規なオープン一般サイクル（ＮＯＣｎ）ならびにｎ個の同等のエリクソンサイクル（ＥＲＣｎ）の両方についての相対比サイクル出力ω（無次元形またはＷＣ_ｐＴ_０基準）およびサイクル熱効率ηは、

ω_ＮＯＣｎ＝１／２・ｎ（ｎ＋１）［θ（１−１／τ^１／ｎ）−Ｌｎ（τ^１／ｎ）］ （２ａ）
ω_ＥＲＣｎ＝１／２・ｎ（ｎ＋１）（θ−１）Ｌｎ（τ） （２ｂ）
η_ＮＯＣｎ＝｛１−Ｌｎ（τ^１／ｎ）／［θ（１−１／τ^１／ｎ）］｝ （２ｃ）
η_ＥＲＣｎ＝１−１／θ （２ｄ）
ｎ＝１，２，３，・・・

であると、解析によって明らかにすることができる。
先の検討と同じθ＝６およびθ＝３という典型的な高／低の値について、ωおよびηの挙動が、同じサイクル圧力比πの典型的な変化について、図Ｃ−１（ａ）、Ｃ−１（ｂ）、Ｃ−２（ａ）、およびＣ−２（ｂ）に示される。

図Ｃ−１（ａ） シータ≡θ＝３についての比出力の変化
横軸：サイクル圧力比、シータ＝３
縦軸：比出力
凡例：ＷＮＯＣ１
ＷＮＯＣ２
ＷＮＯＣ３
ＷＥＲＣ１
ＷＥＲＣ２
ＷＥＲＣ３

図Ｃ−１（ｂ） シータ≡θ＝６についての比出力の変化
横軸：サイクル圧力比、シータ＝６
縦軸：比出力
凡例：ＷＮＯＣ１
ＷＮＯＣ２
ＷＮＯＣ３
ＷＥＲＣ１
ＷＥＲＣ２
ＷＥＲＣ３

図Ｃ−２（ａ） θ＝６についての熱効率の変化 η≡Ｅｔ
横軸：サイクル圧力比、シータ＝６
縦軸：熱効率
凡例：ＥｔＮＯＣ１
ＥｔＮＯＣ２
ＥｔＮＯＣ３
ＥｔＥＲＣ

図Ｃ−２（ｂ） θ＝３についての熱効率の変化（η≡Ｅｔ）
横軸：サイクル圧力比、シータ＝３
縦軸：熱効率
凡例：ＥｔＮＯＣ１
ＥｔＮＯＣ２
ＥｔＮＯＣ３
ＥｔＥＲＣ

同じπおよびθのためのｎ個の同等のエリクソンサイクルの合計に対し、ｎ個の圧縮／膨張段ならびに典型的な圧力比π＝１０、２０、３０、４０およびθ＝３、６における比出力および熱効率の変化が、図Ｃ−３および図Ｃ−４に示される。

図Ｃ−３ ｎに対する相対比出力ω／ω_ＥＲＣ
横軸：膨張段の数ｎ
縦軸：相対比出力
凡例：ＰＲ＝１０ θ＝３
ＰＲ＝２０ θ＝３
ＰＲ＝３０ θ＝３
ＰＲ＝４０ θ＝３
ＰＲ＝１０ θ＝６
ＰＲ＝２０ θ＝６
ＰＲ＝３０ θ＝６
ＰＲ＝４０ θ＝６

図Ｃ−４ ｎに対する相対熱効率η／η_ＥＲＣ
横軸：膨張段の数ｎ
縦軸：相対熱効率
凡例：ＰＲ＝１０ θ＝３
ＰＲ＝２０ θ＝３
ＰＲ＝３０ θ＝３
ＰＲ＝４０ θ＝３
ＰＲ＝１０ θ＝６
ＰＲ＝２０ θ＝６
ＰＲ＝３０ θ＝６
ＰＲ＝４０ θ＝６

［相対空気対燃料比］
メタンは、石炭と比べて燃焼により多くの酸素を必要とする。炭化水素成分が多いと、メタンよりもさらに多くの酸素が必要になるが、それらの質量割合はきわめて小さい。単純化のために、燃料をメタンだけであると考える。新規な一般的なオープンサイクルの構成について、燃焼室（ＣＣｎｍ）における２および３段の膨張についての相対空気対燃料比の変化が、図Ｃ−５にθ＝６という高い値について示されている。空気対燃料混合物が、前段のタービン排気の混合ゆえに、連続するバーナにおいて濃くなることが明らかである。最後のバーナの相対空気対燃料比は、安定かつ完全な燃焼の実現可能範囲になければならない。この問題は、θの値がより小さいほど重要でなくなり、外部加熱を有するクローズドサイクルにおいては重要でない。

図Ｃ−５ 相対空気対燃料比の変化
横軸：サイクル圧力比、シータ＝６
縦軸：相対空気／燃料比
凡例：ＣＣ２１
ＣＣ２２
ＣＣ３１
ＣＣ３２
ＣＣ３３

［限られたシミュレーションの結果の検討］
図Ｃ−１（ａ）、Ｃ−１（ｂ）、Ｃ−２（ａ）、およびＣ−２（ｂ）を参照する。ボトミング・ランキンサイクルを必要とせずに高い比出力およびカルノー熱効率への接近を同時に達成するという新規なガスタービン・サイクルについて述べた基本目的が、充分に実現されている。比出力が、圧力比につれて単調に増加し、熱効率が低下するが、比出力の増加の速度は、熱効率の低下と比べてはるかに大きい。圧縮／膨張段の数が１、２、３と増加するとき、一般的なサイクルの比出力とエリクソンサイクルの同等の和との間の差は、小さくなる。熱効率の傾向も、同様である。

図Ｃ−３を参照する。エリクソンサイクルの同等の合計と比べた新規なサイクルの比出力は、θ＝６という高い値において、π＝１０という考慮した最低の圧力比で８７％に達する。これは、π＝４０という考慮した最高の圧力比では約８２％に低下する。θ＝３という低い値の場合、これらの数字はそれぞれ８５％および７６％である。

図Ｃ−４を参照する。熱効率は、圧縮／膨張段の数ｎにつれて高くなり、カルノー限界に近付く。ｎ＝３の場合、差異率は、θ＝６について約２〜３％であり、θ＝３について６〜９％である。新規なサイクルの熱効率が、すべてのサイクル温度比θについて最高の比出力が可能であるπ＝１０という考慮した最低の圧力比においてエリクソンサイクル効率に最も近くなることに、注意すべきである。最低の圧力比の選択は、容認できる比出力によって決定される。

図Ｃ−５を参照する。相対空気対燃料比は、θ＝６という高い値においてさえも、きわめて高い圧縮機圧力比の値においてのみ制限的になる可能性があり、最後のバーナについても同様である。したがって、これは、新規の一般的なサイクルの構成の最適化に関しては、制約でない。

［部品の共通化の原理］
上述のように、新規のクローズド／オープンサイクルは、レイアウトの複雑さならびに回転および不動の部品の数が増すが、効率および比出力の両方に関して性能を大幅に向上させる。これは、複合サイクル方式および比較のために上記で検討した同等のエリクソンサイクル方式の和にも当てはまる。ガスタービンのハードウェアの主要なコスト要素は、軸流圧縮機およびタービン、とりわけ冷却されるタービンのロータおよびステータブレードの異なる種類の数である。同じ部品をより多数使用することで、「原型」、「金型」、治具および固定具、工作機械、ならびにバランス用リグの１回限りのＮＲＥコストが分担されるため、全体としてのコストが低くなる。この特徴を、主要な部品について説明する。

回転部品
圧縮機：例えば、ｎ＝３の図７および図１０を参照する。すべての圧縮機は、同じ質量流量および吸入状態で動作する。第１のループの圧縮機は、３段圧縮機であり、すなわち直列なＣ１、Ｃ２、およびＣ３の各々がπ^１／３という圧縮比を有する。第２のループの圧縮機は、各々がπ^１／３という圧縮比を有する直列なＣ１およびＣ２を備える。第３のループの圧縮機は、π^１／３という圧縮比を有するＣ１だけである。したがって、合計の圧縮機ハードウェアが（３Ｃ１＋２Ｃ２＋Ｃ３）である基準のサイクルと同様に、ロータおよびステータベーンの同じ組がより多数必要である。

タービン：タービンにおける共通化は、図７または図１０に示される構成からは明らかでない。すべてのタービンが、同じ圧力比π_Ｔ＝π^１／３およびθＴ_０という同じ入口圧力で動作することに注目できる。連続する各々のタービン段が、累積する質量流量を処理しなければならず、圧力レベルはπ_Ｔだけ低くなることに注目できる。等エントロピー圧縮流の熱力学の原理に従い、タービンＴ１、Ｔ２、およびＴ３について必要なタービンフロー面積を、次のように示すことができる。

Ａ_Ｔ１∝｛［Ｗ（ＲθＴ_０）^１／２］／［πＰ_０ｆ（π_Ｔ，γ）］｝∝Ｗ／π （３ａ）
Ａ_Ｔ２∝２（Ｗ／π）π_Ｔ （３ｂ）
Ａ_Ｔ３∝３（Ｗ／π）π_Ｔ ^２ （３ｃ）

したがって、タービンＴ２およびＴ３について、Ｔ１の複数のユニットを使用することができる。例えば、π＝２７およびπ_Ｔ＝３の場合、Ｔ２についての６つのＴ１ユニットおよびＴ３についての２７個のＴ１ユニットが必要になる。π＝８およびπ_Ｔ＝２の低い圧力比の場合、Ｔ２についての４つのＴ１ユニットおよびＴ３についての１２個のＴ１ユニットが必要になる。したがって、基準のサイクルと同じロータおよびステータブレードの組が必要であるが、数量は大幅に多くなる。このように、π＝２７および８において、総タービンハードウェアはそれぞれ（３４Ｔ１または１４Ｔ１）になる。これらの数字は、大きすぎて現実的でないように思えるが、最終決定を下す前に、全体としてのプラントの複雑さおよびコストを精査する必要がある。当然ながら、圧縮機、タービン、および負荷の間の機械的なシャフトの接続が、何らかの革新的な解決策を必要とすることは確かである。そのような概念は、例えば分散型の推進力によるブレンデッドウイングボディにおいて考慮される。

不動部品
熱交換器：図７を参照する。すべての熱交換器は、高温側のフロー条件が同じである。低温側において、質量流量および温度はやはり同じであるが、圧力はそれぞれπＰ_０、π^２／３Ｐ_０、およびπ^１／３Ｐ_０と異なる。（タービンの場合と）同様の等エントロピー圧縮流の解析により、以下を推定できる。

Ａ_ＲＧ１∝Ｗ／π （４ａ）
Ａ_ＲＧ２∝Ｗ／π^２／３ （４ｂ）
Ａ_ＲＧ３∝Ｗ／π^１／３ （４ｃ）

第１の熱交換器ＲＧ１が、基準のサイズとなり、他の２つの熱交換器ＲＧ２およびＲＧ３を、ＲＧ１の複数のユニットで製作できる。実用性のための革新的なパッケージングの解決策が必要である。

バーナ／ヒータ：図７を参照する。すべてのバーナ／ヒータは、同じ温度限界の間で動作するが、質量流量の容量および圧力レベルにおいて相違する。第１のバーナＢ１は、圧力πＰ_０において質量流量Ｗで動作する。連続する各々のバーナ／ヒータが、累積する質量流量を処理しなければならず、圧力レベルはπ^１／３だけ低くなることに注目できる。等エントロピー圧縮流の熱力学の原理に従い、ユニットＢ１、Ｂ２、およびＢ３について必要なバーナ／ヒータフロー面積を、次のように示すことができる。

Ａ_Ｂ１∝Ｗ／π （５ａ）
Ａ_Ｂ２∝２Ｗ／π^２／３ （５ｂ）
Ａ_Ｂ３∝３Ｗ／π^１／３ （５ｃ）

したがって、必要なバーナ／ヒータユニットの数は、式３（ａ）〜３（ｃ）のように、使用されるそれぞれのタービンユニットと同じになる。

［付録Ｄ］
式の導出
本書類に示される式の詳細な導出が、とりわけ新規なサイクル方式に関して、完全を期すためにここに添付される。すべてのサイクルに共通の乾燥周囲条件は、圧力Ｐ_０（単位は、ｋＰａ）および温度Ｔ_０（単位は、Ｋ）である。空気質量流量は、ｗ_ｉｎ（ｋｇ／ｓ）であり、気体定数Ｒ（単位は、ｋＪ／ｋｇ／Ｋ）、定圧比熱Ｃ_ｐ（単位は、ｋＪ／ｋｇ／Ｋ）、および比熱比γ＝Ｃ_ｐ／Ｃ_ｖの各特性は、一定であると仮定される。さらに２つの変数、すなわちサイクル温度比θおよびサイクル圧力比πが、すべてのサイクルを定める。θは、サイクル温度比（Ｔ_ｍａｘ／Ｔ_ｍｉｎ）であり、πは、サイクル圧力比（Ｐ_ｍａｘ／Ｐ_ｍｉｎ）である。サイクル圧力比πは、全体としての圧縮圧力比でもあり、したがって等エンタルピ圧縮温度比τは、π^{γ−１／γ}に等しく、ここでγは、比熱比Ｃ_ｐ／Ｃ_ｖである。下記に見られるとおり、解析的導出において、「τ」は、τ_{Ｔ＝ｃｏｎｓｔ}＝１のときに［Ｒ・Ｌｎ（π）＝Ｃ_ｐ・Ｌｎ（τ）］として「等温」プロセスについても「π」より便利な変数である。新規なサイクルは、もう１つのパラメータｎ、すなわち圧縮／膨張段の数（ｎ＝１，２，３，など）を必要とする。したがって、膨張段圧力比はπ^１／ｎであり、圧縮段圧力比はπ^ｍ／ｎになり、ｍはｎから１へ減少する。「ＳＩ」単位系が使用され、したがって（ｗＣ_ｐＴ_０）の単位はｋＷｓである。

ブレイトンオープンサイクル（ＢＲＯ）
図２を参照する。断熱圧縮機動力（単位は、ｋＷ）は、
Ｗ_Ｃ＝ｗＣ_ｐＴ_０（τ−１） （ａ１）
によって与えられる。
断熱タービン出力（単位は、ｋＷ）は、
Ｗ_Ｔ＝ｗＣ_ｐＴ_０θ（１−１／τ） （ａ２）
によって与えられる。
サイクル出力は、
Ｗ_Ｃｙ＝Ｗ_Ｔ−Ｗ_Ｃ＝ｗＣ_ｐＴ_０［θ（１−１／τ）−（τ−１）］ （ａ３）
によって与えられる。
比出力ωは、Ｗ_Ｃｙ／（ｗＣ_ｐＴ_０）として定められ、あるいは
ω_ＢＲＯ＝（θ−τ）（１−１／τ） （１ａ）
である。
熱入力速度（単位は、ｋＷ）は、
Ｑ_Ｂ＝ｗＣ_ｐＴ_０（θ−τ） （ａ４）
によって与えられ、したがってサイクル熱効率は、
η_ＢＲＯ＝Ｗ_Ｃｙ／Ｑ_Ｂ＝（１−１／τ） （１ａ）
によって与えられる。

エリクソンサイクル（ＥＲＣ）
図３を参照する。等温圧縮機動力（単位は、ｋＷ）は、断熱圧縮温度比τ＝π^{γ−１／γ}に関して、
Ｗ_Ｃ＝ｗＲＴ_０Ｌｎ（π）＝ｗＣ_ｐＴ_０Ｌｎ（τ） （ａ５）
によって与えられる。
圧縮の際の排熱の速度は、Ｑ_Ｃ＝Ｗ_Ｃである。
同様に、等温タービン出力（単位は、ｋＷ）は、
Ｗ_Ｔ＝ｗＣ_ｐＴ_０θＬｎ（τ） （ａ６）
によって与えられる。
膨張時の熱供給速度は、Ｑ_Ｔ＝Ｗ_Ｔになる。
サイクル出力は、
Ｗ_Ｃｙ＝Ｗ_Ｔ−Ｗ_Ｃ＝ｗＣ_ｐＴ_０Ｌｎ（τ）（θ−１） （ａ７）
である。
比出力は、ω＝Ｗ_Ｃｙ／（ｗＣ_ｐＴ_０）、または
ω_ＥＲＣ＝Ｌｎ（τ）（θ−１） （１ｂ）
である。
サイクル熱効率は、η＝Ｗ_Ｃｙ／Ｑ_Ｔ、または、
η_ＥＲＣ＝（１−１／θ） （１ｂ）
である。

再生オープンサイクル（ＲＧＯ）
図４を参照する。断熱圧縮機動力（単位は、ｋＷ）は、
Ｗ_Ｃ＝ｗＣ_ｐＴ_０（τ−１） （ａ８）
によって与えられる。
断熱タービン出力（単位は、ｋＷ）は、
Ｗ_Ｔ＝ｗＣ_ｐＴ_０θ（１−１／τ） （ａ９）
によって与えられる。
サイクル出力は、
Ｗ_Ｃｙ＝Ｗ_Ｔ−Ｗ_Ｃ＝ｗＣ_ｐＴ_０［θ（１−１／τ）−（τ−１）］ （ａ１０）
である。
比出力は、ω＝Ｗ_Ｃｙ／（ｗＣ_ｐＴ_０）、または
ω_ＲＧＯ＝（θ−τ）（１−１／τ） （１ｃ）
である。
空気が熱交換器においてタービン出口温度まで加熱されることに注目して、熱入力速度（単位は、ｋＷ）は、
Ｑ_Ｂ＝ｗＣ_ｐＴ_０（θ−θ／τ） （ａ１１）
になる。
したがって、サイクル熱効率は、η＝Ｗ_Ｃｙ／Ｑ_Ｂになり、
η_ＲＧＯ＝（θ−τ）／θ＝（１−τ／θ） （１ｃ）
である。

種々の実施形態による一般的な新規なオープン／クローズドｎ段サイクル
図５〜１０を参照する。すべての圧縮段は、処理する空気／ガスの質量流量が同じであり、等温的に動作する。連続する圧縮段は、π^ｍ／ｎという減少した圧縮比にて動作し、ここでｍはｎから１へ減少する。したがって、各段の圧縮動力は、
Ｗ_Ｃｍ＝ｗＲＴ_０Ｌｎ（π^ｍ／ｎ） （ａ１２）
と表すことができる。
したがって、総圧縮動力を、
Ｗ_ＣＴ＝ｗＲＴ_０Ｌｎ（π）Σ（ｍ）／ｎ （ａ１３）
と表すことができる。
さらにΣ（ｍ）＝１／２・ｎ（ｎ＋１）、τ＝π^{γ−１／γ}、およびτ＝（τ^１／ｎ）^ｎに注目して、総圧縮動力についての式を、
Ｗ_ＣＴ＝１／２・ｎ（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０Ｌｎ（τ^１／ｎ） （ａ１４）
と書くことができる。
すべてのタービンは、同じ入口温度Ｔ_０θ、同じ（π^１／ｎ）という圧力比または（τ^１／ｎ）という温度比で動作する。連続する各段の質量流量は、累積的である。したがって、総タービン出力を、
Ｗ_ＴＴ＝ｗＣ_ｐＴ_０θ（１−１／τ^１／ｎ）Σ（ｍ）
＝１／２・ｎ（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０θ（１−１／τ^１／ｎ） （ａ１５）
と表すことができる。
サイクル出力は、
Ｗ_Ｃｙ＝Ｗ_ＴＴ−Ｗ_ＣＴ
＝１／２・ｎ（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０［θ（１−１／τ^１／ｎ）−Ｌｎ（τ^１／ｎ）］ （ａ１６）
になる。
比出力は、ω＝Ｗ_Ｃｙ／（ｗＣ_ｐＴ_０）、または
ω_ＮＯＣｎ＝１／２・ｎ（ｎ＋１）［θ（１−１／τ^１／ｎ）−Ｌｎ（τ^１／ｎ）］ （２ａ）
である。
バーナ／ヒータは、（Ｔ_０θ−Ｔ_０θ／τ^１／ｎ）という同じ温度差の間で動作するが、それらの空気および燃料の質量流量は、累積的である。両方の種類について加えられる熱の総速度は、
Ｑ_ＢＴ＝１／２・ｎ（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０θ（１−１／τ^１／ｎ） （ａ１７）
に同様に等しい。
サイクル熱効率は、η＝Ｗ_Ｃｙ／Ｑ_ＢＴになり、あるいは
η_ＮＯＣｎ＝｛１−Ｌｎ（τ^１／ｎ）／［θ（１−１／τ^１／ｎ）］｝ （２ｃ）
である。

ｎ個の同等のエリクソンサイクルの和
ｎ段の新規な一般的サイクルは、ｎ個のエリクソンサイクルの集まりと同等であると考えられる。各々は、同じサイクル温度比θで動作するが、圧力比はπ^ｍ／ｎであり、ここでｍはｎから１へ減少する。
Σ（ｍ／ｎ）＝１／２・（ｎ＋１）であるため、ｎ個のサイクルの全体の圧縮、膨張、およびサイクル出力は、
Ｗ_ＣＥ＝１／２・（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０Ｌｎ（τ） （ａ１８）
Ｗ_ＴＥ＝１／２・（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０θＬｎ（τ） （ａ１９）
Ｗ_ＣＹ＝１／２・（ｎ＋１）ｗＣ_ｐＴ_０（θ−１）Ｌｎ（τ） （ａ２０）
となる。
ω_ＥＲＣｎ＝１／２・（ｎ＋１）（θ−１）Ｌｎ（τ） （２ｂ）
η_ＥＲＣｎ＝１−１／θ （２ｄ）
ｎ＝１，２，３，・・・

［付録Ｅ］

［引用文献］
［１］Ｈｏｒｌｏｃｋ，Ｊ．Ｈ．，２００３，“Ａｄｖａｎｃｅｄ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ Ｃｙｃｌｅｓ，”Ｐｅｒｇａｍｏｎ，Ｅｌｓｅｖｉｅｒ Ｓｃｉｅｎｃｅ Ｌｔｄ．，Ａｍｓｔｅｒｄａｍ．
［２］Ｍｅｄｉｎａ，Ａ．，Ｓａｎｃｈｅｚ−Ｏｒｇａｚ，Ｓ．，Ｃａｌｖｏ Ｈｅｒｎａｎｄｅｚ，Ａ．，２０１３，“Ｓｏｌａｒ−Ｄｒｉｖｅｎ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ Ｐｏｗｅｒ Ｐｌａｎｔｓ，Ｒｅｎｅｗａｂｌｅ Ｅｎｅｒｇｙ ａｎｄ Ｐｏｗｅｒ Ｑｕａｌｉｔｙ Ｊｏｕｒｎａｌ，Ｎｏ．１１．
［３］Ｓｔａｆｆｅｌｌ，Ｉ．，２０１１，“Ｔｈｅ Ｅｎｅｒｇｙ ａｎｄ Ｆｕｅｌ Ｄａｔａ Ｓｈｅｅｔ，”Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｂｉｒｍｉｎｇｈａｍ，ＵＫ．
［４］――――――――，２００５，“ＳＯＬＧＡＴＥ：Ｓｏｌａｒ Ｈｙｂｒｉｄ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ Ｅｌｅｃｔｒｉｃ Ｐｏｗｅｒ Ｓｙｓｔｅｍ”，Ｅｕｒｏｐｅａｎ Ｃｏｍｍｉｓｓｉｏｎ Ｒｅｐｏｒｔ，ＥＵＲ ２１６１５．
［５］Ｍｕｔｏ，Ｙ．，Ｉｓｈｉｚｕｋａ，Ｔ．，Ａｒｉｔｏｍｉ，Ｍ．，Ｗａｔａｎａｂｅ，Ｎ．，２０１４，“Ｃｏｍｐａｒｉｓｏｎ ｏｆ Ｓｕｐｅｒｃｒｉｔｉｃａｌ ＣＯ_２ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ Ｃｙｃｌｅ ａｎｄ Ｂｒａｙｔｏｎ ＣＯ_２ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ Ｃｙｃｌｅ ｆｏｒ Ｓｏｌａｒ Ｔｈｅｒｍａｌ Ｐｏｗｅｒ Ｐｌａｎｔｓ”，Ｔｈｅ ４^ｔｈ Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｓｙｍｐｏｓｉｕｍ − Ｓｕｐｅｒｃｒｉｔｉｃａｌ ＣＯ_２ Ｐｏｗｅｒ Ｃｙｃｌｅｓ，Ｓｅｐｔｅｍｂｅｒ ９−１０，Ｐｉｔｔｓｂｕｒｇｈ，Ｐｅｎｎｓｙｌｖａｎｉａ，ＵＳ．
［６］Ｓａｎｅ，Ｓ．Ｋ．，“Ｎｏｖｅｌ Ｍｕｌｔｉｌｏｏｐ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ ａｎｄ Ｍｅｔｈｏｄ ｏｆ Ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ｔｈｅｒｅｏｆ”，Ｐｒｏｖｉｓｉｏｎａｌ Ｉｎｄｉａｎ Ｐａｔｅｎｔ Ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ Ｎｏ．１５９５／ＭＵＭ／２０１５，ｄａｔｅｄ １７ Ａｐｒｉｌ ２０１５．
［７］Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｈａｎｄｂｏｏｋ（４^ｔｈ Ｅｄ），Ｍｅｈｅｒｗａｎ Ｐ．Ｂｏｙｃｅ，ＥＬＳＥＶＩＥＲ，Ｂｕｔｔｅｒｗｏｒｔｈ−Ｈｅｉｎｅｍａｎｎ，２０１２．
［８］Ｉｎｄｕｓｔｒｉａｌ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅｓ，Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｎｄ Ｏｐｅｒａｂｉｌｉｔｙ ｉｎｃｌｕｄｅｓ ＣＤ−ＲＯＭ ｂｙ Ｇａｓ Ｐａｔｈ Ａｎａｌｙｓｉｓ Ｌｔｄ，，Ａ Ｍ Ｙ Ｒａｚａｋ，ｉｎ Ｎｏｒｔｈ Ａｍｅｒｉｃａ ＣＲＣ Ｐｒｅｓｓ，Ｗｏｏｄｈｅａｄ Ｐｕｂｌｉｓｈｉｎｇ Ｌｔｄ，Ｃａｍｂｒｉｄｇｅ，Ｅｎｇｌａｎｄ，２００７．

［付録Ｆ］

［さらなる歴史的観点］
１９世紀の中頃は、ガスタービンエンジンの開発への道を開くカルノー、ランキン、ブレイトン（ジュール）、およびエリクソン（スターリング）などの有名人に関係する。しかしながら、高い出力比および高い熱効率を同時に達成するという目標は、基本的なブレイトン方式では満たされていない。再生（回収）、再加熱、および等温（断熱ではなく）圧縮／膨張などのいくつかの付加物が、提案されている。実用限界も存在する。圧縮（サイクル）圧力比（π）は、空気力学的に制限され、最大ガス温度またはサイクル温度比（θ）は、利用可能な高価な高温材料および冷却技術によって制限される。単純なオープンサイクル・ガスタービンは、周囲圧力境界の間で動作し、大きな排気熱損失が常に伴う。複合サイクルは、ボトミング・ランキンサイクルを組み合わせることによってこれに対処するが、複雑さが増し、水が必要になる。
２０世紀の後半においては、ガスタービン開発は、自然環境の悪化をあまり懸念することなく、主として経済的な要因のみにより、高いガス温度（１９００Ｋ）、中程度に高い圧力比（２０〜３０）、高い燃料−送電線効率（≧６０％）、および石炭ガス化戦略による大型の複合サイクルプラントをもたらした。次の５０年のためのロードマップは、正味のｇＣＯ２／ｋＷｈの削減、分散型の発電／消費に向けたより小型のユニット、低温の再生可能熱源の使用、および手頃さを考慮しなければならない。水の利用可能性および使用も、将来において重要になりつつあり、したがって膨大な安価な石炭の埋蔵を無視するわけにはいかない。

先行技術［１，２］には、以下の要件、すなわち最良の燃料経済性および最小のＣＯ_２排出を保証するための根本的なカルノー限界にきわめて近いサイクル効率、できる限り最小のプラント専有面積および資本コストを保証するためのできる限り最高の比出力、より単純なプラント配置のためにボトミング蒸気ランキンサイクルを持たないこと、コスト競争力のために新規な技術開発（圧縮機およびタービン）が不要であること、部品の種類の数を減らして手頃さを高めるための構成部品の共通化、地域ごとの利用可能燃料（石炭または天然ガス）または再生可能エネルギ（太陽熱発電）で正味の水の消費を伴わずに動作できることを、現実的に実現可能な方法で満たすガスタービン・サイクルの構成は、存在しない。

Claims (26)

1. 第１の圧縮器及び第２の圧縮器と、
   第１の再生器及び第２の再生器と、
   第１の燃焼ユニット及び第２の燃焼ユニットと、
   第１のタービン及び第２のタービンと、を備え、
   前記第１の圧縮器は、前記第１の再生器と動作的に連通して、前記第１の圧縮器から前記第１の再生器に圧縮ガスを供給し、
   前記第１の再生器は、前記第１の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第１の再生器から前記第１の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
   前記第１の燃焼ユニットは、前記第１のタービンと動作的に連通して、前記第１の燃焼ユニットから前記第１のタービンに排気ガスを供給し、
   前記第２の圧縮器は、前記第２の再生器と動作的に連通して、前記第２の圧縮器から前記第２の再生器に圧縮ガスを供給し、
   前記第２の再生器は、前記第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第２の再生器から前記第２の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
   前記第２の燃焼ユニットは、前記第２のタービンと動作的に連通して、前記第２の燃焼ユニットから前記第２のタービンに排気ガスを供給し、
   前記第１のタービンは、前記第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第１のタービンから前記第２の燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
   前記第２のタービンは、前記第１の再生器及び前記第２の再生器と動作的に連通して、前記第２のタービンから前記第１の再生器及び前記第２の再生器に膨張ガスを供給することを特徴とする発電システム。
2. 前記第１の燃焼ユニット及び前記第２の燃焼ユニットのそれぞれが燃焼を実行するために燃料供給源からの燃料を利用する請求項１記載の発電システム。
3. 燃料供給源を含む燃料貯蔵部を更に備え、前記燃料貯蔵部は前記第１の燃焼ユニット及び前記第２の燃焼ユニットのそれぞれと動作的に連通する請求項２記載の発電システム。
4. 燃料供給源は、（ａ）天然ガス、（ｂ）メタン、（ｃ）灯油、（ｄ）ディーゼル燃料、（ｅ）ガソリン、（ｆ）石炭、（ｇ）可燃性の油、（ｈ）可燃性の木、（ｉ）あらゆる可燃性材料、（ｊ）液体炭化水素、（ｋ）ガス状炭化水素、（１）水素、（ｍ）ジェット燃料、および、（ｎ）それらのあらゆる組み合わせ、からなる群から選択される請求項３記載の発電システム。
5. 前記第１の圧縮器及び前記第２の圧縮器のそれぞれが冷却剤を利用する請求項１記載の発電システム。
6. 前記第１の再生器は、前記第１の圧縮器から前記第１の圧縮器で使用された冷却剤の少なくとも一部を受け取るように構成され、
   前記第２の再生器は、前記第２の圧縮器から前記第２の圧縮器で使用された冷却剤の少なくとも一部を受け取るように構成される請求項５記載の発電システム。
7. 冷却剤回収貯蔵部を更に備え、前記冷却剤回収貯蔵部は前記第１の再生器及び前記第２の再生器のそれぞれに動作的に連通し、前記第１の再生器及び前記第２の再生器のそれぞれから回収した冷却材を受け取る請求項６記載の発電システム。
8. 前記第１の圧縮器は、前記第１の再生器から回収された冷却剤を受け取るように構成され、
   前記第２の圧縮器は、前記第２の再生器から回収された冷却剤を受け取るように構成される請求項６記載の再生器。
9. 前記冷却剤は、（ａ）水、（ｂ）メタノール、（ｃ）エタノール、および、（ｄ）それらのあらゆる組み合わせからなる群から選択される請求項７記載の発電システム。
10. 前記第１の再生器は熱交換器であり、
    前記第２の再生器は熱交換器である請求項１記載の発電システム。
11. 各熱交換器が対向流式熱交換器である請求項１記載の発電システム。
12. 前記第１の燃焼ユニットは、第１の内部燃焼バーナを備え、
    前記第２の燃焼ユニットは、第２の内部燃焼バーナを備える請求項１記載の発電システム。
13. 前記第１の燃焼ユニットは、第１の外部燃焼バーナを備え、
    前記第２の燃焼ユニットは、第２の外部燃焼バーナを備える請求項１記載の発電システム。
14. 前記第１の燃焼ユニットは、原子力を利用し、
    前記第２の燃焼ユニットは、原子力を利用する請求項１記載の発電システム。
15. 前記第１の燃焼ユニット及び前記第２の燃焼ユニットのそれぞれが再生可能な出力源を利用する請求項１の発電システム。
16. 再生可能な出力源は、（ａ）太陽熱、（ｂ）地熱、（ｃ）バイオマス燃料、（ｄ）海洋温度差、および、（ｅ）それらのあらゆる組み合わせからなる群から選択される請求項１５記載の発電システム。
17. 前記第１の圧縮器は、多段圧縮機であり、
    前記第２の圧縮器は、多段圧縮機であり、
    前記第１の圧縮器は、前記第２の圧縮器より多くの段を有する請求項１記載の発電システム。
18. 前記第１のタービンと動作的に連通し、前記第１のタービンの回転によって回転が生じる第１の発生器と、
    前記第２のタービンと動作的に連通し、前記第２のタービンの回転によって回転が生じる第２の発生器と、を更に備える請求項１記載の発電システム。
19. 前記第１の圧縮器からの前記圧縮ガスは空気であり、
    前記第２の圧縮器からの前記圧縮ガスは空気である請求項１記載の発電システム。
20. 第１の圧縮器、第２の圧縮器及び第３の圧縮器と、
    第１の再生器、第２の再生器及び第３の再生器と、
    第１の燃焼ユニット、第２の燃焼ユニット及び第３の燃焼ユニットと、
    第１のタービン、第２のタービン及び第３のタービンと、を備え、
    前記第１の圧縮器は、前記第１の再生器と動作的に連通して、前記第１の圧縮器から前記第１の再生器に圧縮ガスを供給し、
    前記第１の再生器は、前記第１の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第１の再生器から前記第１の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
    前記第１の燃焼ユニットは、前記第１のタービンと動作的に連通して、前記第１の燃焼ユニットから前記第１のタービンに排気ガスを供給し、
    前記第２の圧縮器は、前記第２の再生器と動作的に連通して、前記第２の圧縮器から前記第２の再生器に圧縮ガスを供給し、
    前記第２の再生器は、前記第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第２の再生器から前記第２の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
    前記第２の燃焼ユニットは、前記第２のタービンと動作的に連通して、前記第２の燃焼ユニットから前記第２のタービンに排気ガスを供給し、
    前記第３の圧縮器は、前記第３の再生器と動作的に連通して、前記第３の圧縮器から前記第３の再生器に圧縮ガスを供給し、
    前記第３の再生器は、前記第３の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第３の再生器から前記第３の燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
    前記第３の燃焼ユニットは、前記第３のタービンと動作的に連通して、前記第３の燃焼ユニットから前記第３のタービンに排気ガスを供給し、
    前記第１のタービンは、前記第２の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第１のタービンから前記第２の燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
    前記第２のタービンは、前記第３の燃焼ユニットと動作的に連通して、前記第２のタービンから前記第３の燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
    前記第３のタービンは、前記第１の再生器、前記第２の再生器及び前記第３の再生器と動作的に連通して、前記第３のタービンから前記第１の再生器、前記第２の再生器及び前記第３の再生器に膨張ガスを供給することを特徴とする発電システム。
21. その数がｎに等しくｎは１より大きい整数である、複数の機能ユニットを備え、
    前記複数の機能ユニットは、それぞれ、圧縮器と、再生器と、燃焼ユニットと、タービンとを備え、
    前記圧縮器は、前記再生器と動作的に連通して前記圧縮器から前記再生器に圧縮ガスを供給し、
    前記再生器は前記燃焼ユニットと動作的に連通して、前記再生器から前記燃焼ユニットに加熱ガスを供給し、
    前記燃焼ユニットは、タービンと動作的に連通して、前記燃焼ユニットから前記タービンに排気ガスを供給し、
    第ｎ番目の機能ユニット以外の複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、タービンは、後の機能ユニットの燃焼ユニットと動作的に連通して、前記タービンから後の機能ユニットの燃焼ユニットに膨張ガスを供給し、
    前記第ｎ番目の機能ユニットにおいて、タービンは、前の機能ユニットの再生器と動作的に連通して、前記タービンから前の機能ユニットの再生器に膨張ガスを供給することを特徴とする発電システム。
22. 前記ｎが２、３または４である請求項２１記載の発電システム。
23. 第１の圧縮器から第１の再生器に圧縮ガスを導くこと、
    前記第１の再生器から第１の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
    前記第１の燃焼ユニットから第１のタービンに排気ガスを導くことと、
    第２の圧縮器から第２の再生器に圧縮ガスを導くことと、
    前記第２の再生器から第２の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
    前記第２の燃焼ユニットから第２のタービンに排気ガスを導くことと、
    前記第１のタービンから前記第２の燃焼ユニットに膨張ガスを導くことと、
    前記第２のタービンから前記第１の再生器及び前記第２の再生器に膨張ガスを導くことと、を含むことを特徴とする発電方法。
24. 第１の圧縮器から第１の再生器に圧縮ガスを導くことと、
    前記第１の再生器から第１の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
    前記第１の燃焼ユニットから第１のタービンに排気ガスを導くことと、
    第２の圧縮器から第２の再生器に圧縮ガスを導くことと、
    前記第２の再生器から第２の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
    前記第２の燃焼ユニットから第２のタービンに排気ガスを導くことと、
    第３の圧縮器から第３の再生器に圧縮ガスを導くことと、
    前記第３の再生器から第３の燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
    前記第３の燃焼ユニットから第３のタービンに排気ガスを導くことと、
    前記第１のタービンから前記第２の燃焼ユニットに膨張ガスを導くことと、
    前記第２のタービンから前記第３の燃焼ユニットに膨張ガスを導くことと、
    前記第３のタービンから前記第１の再生器、前記第２の再生器及び前記第３の再生器に膨張ガスを導くことと、を含むことを特徴とする発電方法。
25. それぞれ、圧縮器と、再生器と、燃焼ユニットと、タービンとを備え、その数がｎに等しくｎは１より大きい整数である、複数の機能ユニットを設けることと、
    前記複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、前記圧縮器から前記再生器に圧縮ガスを導くことと、
    前記複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、前記再生器から前記燃焼ユニットに加熱ガスを導くことと、
    前記複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、前記燃焼ユニットから前記タービンに排気ガスを導くことと、
    第ｎ番目の機能ユニット以外の複数の機能ユニットのそれぞれにおいて、タービンから後の機能ユニットの燃焼ユニットに膨張ガスを供給することと、
    第ｎ番目の機能ユニットにおいて、タービンから前の機能ユニットの再生器に膨張ガスを供給することと、を含むことを特徴とする発電方法。
26. 前記ｎが２、３または４である請求項２５記載の発電方法。

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