JPS61201831A

JPS61201831A - 動力発生法

Info

Publication number: JPS61201831A
Application number: JP20247985A
Authority: JP
Inventors: アシヨク・ドマルパリ・ラオ
Original assignee: FURUUO CORP
Current assignee: FURUUO CORP
Priority date: 1985-03-04
Filing date: 1985-09-12
Publication date: 1986-09-06
Also published as: CN1008196B; CN85107411A; BE903196A

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】本発明は、燃料中の化学エネルギを転化するために燃焼
タービンを使用する聾式の機械エネルギ又は電力を生産
するための方法に関する。

燃料に含有される化学エネルギから機械エネルギ又は電
力を生産するために作用流体を機関に使用する場合、作
用流体を圧縮し、燃料の燃焼後に燃料から解放されたエ
ネルギを該作用流体に吸収ＪＰ　ヘ？　　−ｋＪｌ／Ｆ
”−１−４鰭、ｎ　４　ｍ　Ｉｔｆｆ　ｌ　−ｊ、　ｍ
　＆田？ｉｌＦ　／＆　−Ａｔ　Ｗ張して機械エネルギ
を生産するが、この場合該機械エネルギは発電機を駆動
させるのに使用可能である。未転化エネルギは熱の形で
除去されるが、これは回収して再使用可能である。膨張
段階に導入される作用流体の温度が最高値の時に機関の
効率も蟻大になる。

燃焼タービンの場合、加圧段階に空気圧縮を使用し、燃
料を直接燃焼して圧縮空気にする段階はエネルギ添加段
階である。タービン内における膨張によって機械エネル
ギが生産され、未転化熱はタービンの排気ガスによって
排出される。燃焼タービンの効率は、燃焼温度自体が最
高の時に最大となり、これは正規組成状態において、す
なわち完全燃焼用として過不足のない空気が存在する状
態において、加圧空気の存在により燃料が燃焼する時に
可能となる。

しかしながら燃料油が正規組成状態の下で空気の存在で
燃焼する時の温度は約２２０４℃（４０００°Ｆ）にな
り、これはタービンの冶金学的限界を越えるものである
。従って、燃焼段階において熱希釈材の働きをして燃焼
生成物の温度を約１０９３℃（２０００１２）まで降下
させる空気を多量に使用しなければならない。空気の圧
縮には機械エネルギが必要であるからシステムから生産
される正味動力を減少させると共にシステムの全体効率
を下げることになるので、過多量の加圧空気を必要とす
ることは、とりもなおさずシステムに多量の付加荷重が
かかることを意味する。

現存する燃焼タービンサイクルの別の大島は、加圧段階
に空気の圧縮を必要とすることである。

これはエネルギの最高形態である熱エネルギに変わる機
械エネルギを必要とする故に気体の圧縮は極めて非能率
的である。空気圧縮に必要な機械エネルギは、段間冷却
の使用によって、すなわち多段式圧縮方法の連続段階相
互間において圧縮空気の温度を下げることによって軽減
可能となる。しかしながら、サイクルの全体効率を考慮
すれば、中間冷却器の圧縮空気から除去した熱を効果的
に回収して利用可能な場合にのみ股間冷却が採用可能で
ある。熱を大気中に戻すだけであれば、中間冷却器を介
して失われるエネルギを補償するために比較的多くの燃
料を消費することになるので、全サイクル効率は実際に
低下する。従って、商業的な慣例では単に熱を除去する
よりは、圧縮空気流の熱を保持するような、高い馬力の
圧縮機が必要になってきている。

前記制限を考慮しても、燃料中の化学エネルギを機械エ
ネルギに転化するために作用流体を使用する機関を最高
温度で操作可能である故に、燃焼タービン機関の使用が
極めて望ましい。しかしながら、燃焼タービン機関に固
有なことであるが、排気温度が高いので、サイクルの効
率は限定され、その結果機関からの排気ガスは蒸気ター
ビンの如き別の機関を運転するための熱源として使用さ
れ、燃料の全使用効率を増加させる。かかるシステムを
複合サイクルシステムと称して工業界にて広範に使用さ
れている。燃焼タービンの排気ガスに含まれるエネルギ
の別の使用法は、過熱蒸気を上昇させて燃焼タービンの
燃焼器に戻すべく注入することであり、これは例えば米
国特許第３，９７８，６６１号に記載されている。更に
別の方法は、機関の排気ガスに対抗して圧縮機を離れる
空気を予熱すると同時に圧縮中に段間冷却を使用するこ
とである（ケントの機械技師用便覧、１９５０年参照）
。

上記システムは、燃料中の化学エネルギの全使用率が高
いことを示しているが、本明細書中にて後文で説明する
ように、本発明の固有特性を有する工程を用いる方が更
に効果的である。

空気圧縮機の中間冷却器内に排出される熱の温度が低過
ぎて蒸気発生装置の如く回収して効果的ｆ＠１田−＋１
声り紳τ奮繍す勇悟１ｒ　　冑Δ−ノ／ｊ＋、Ｉ誹空気
圧縮機の中間冷却の利点を完全に利用していない。アゲ
ネットによる米国特許３，３３５．５６曙の記載では、
この少しの量の熱がボイラ給水の予熱用として回収され
ているが、蓄えられたガスと共に排出される熱をより多
く必要とする結果を招き、熱回収やサイクル効率の正味
の増加は、もしあったとしてもほとんどないという結果
となる。最近提案されていることは、中間冷却装置とし
て空気流に水を直接噴射することである。しかしながら
、これには２つの欠点がある。第１は、中間冷却段階を
離脱する空気の温度が、飽和空気の露点温度によって制
限されることである。同様に、中間冷却器内の空気に水
を直接噴射することによって、熱希釈材として働く追加
水蒸気を、中間冷却後に連続段階にて圧縮する必要があ
るので、圧縮力を節減するものとして水蒸気を用いると
いう利点を充分に利用していることになる。

フートによる米国特許２．８６９．３２４号は空気及び
水の双方を予熱した後で、圧縮空気の中に水を入れて蒸
発させることが記載されている。しかしながら、この蒸
発手段は、空気と水が蒸発器を互いに平衡に保ったまま
にしているので、空気の有効な給湿を達成するためによ
り高温レベルにする必要があり、この水蒸発による方法
は、低温において飽和装置に空気を入れることを利用し
得る本発。

明よりも効率が低い。

水は一定温度で蒸発するが（蒸気の発生）、熱発生温度
は可変なので、蒸気サイクルは固有の不可逆性を有する
。第２図の線図は熱発生曲線と水蒸発線を示す。

上記線図から判明するように、蒸気発生と共に、熱源と
熱吸収流体との間にて僅かな温度差を保持不能となるの
で、システムの不可逆性が高くなυ、効率が低下する。

複合サイクル設備には、追加装置としての蒸気タービン
発電機、蒸気ｒラム、蒸気タービンの排気ガスを凝縮す
るための表面復水器及び該表面復水器からの熱を大気中
へ戻すための冷却塔を必要とする故に高価になる。

複合サイクルと同じ理由で、蒸気噴射サイクルも空気圧
縮機の中間冷却の利点を完全に利用することは出来ない
。同様に、このサイクルにも蒸気発生が伴うので、蒸気
タービン発電機、表面復水器及び冷却塔を使用しないし
、空気の一部を蒸気に代えることにより空気圧縮の付加
荷重が減少するにもかかわらず、複合サイクルに関して
説明したものと同じ不可逆性が伴う。これは、燃焼器に
液体水を直接噴射する壓式で、「ターボジェット機関用
の各種スラスト増大サイクルの理論分析」の名称のビー
・エル・ランダン（Ｂ、Ｌ、Ｌｕｎｄｉｎ）による１９
５０年発行のＮＡＳＡリポート第ＴＲ−９８１号に記載
されている水噴射サイクルを改良したものである。噴射
水によって希釈空気の一部は移動するが、これに伴う不
可逆性が著しい。燃焼器における液体水の蒸発には、最
高温度における燃料からのエネルギを必要とするので、
効率が全体的に低下する。同様に水噴射サイクルの場合
、タービンの排気ガスから入手可能な熱は、使用可能な
状態のままである。

蒸気噴射サイクルにおいて蒸気発生用として使用する熱
は必要なものよりはるかに高品質すなわち、高温度レベ
ルである。例えば、代表的なものとして、圧力比１１で
作動する燃焼タービンの場合、噴射に必要な蒸気圧は少
なくとも２００ｐｓｉａでなければならない。該蒸気の
相応する飽和温度は約１９４℃（３８２°Ｆ）である。

これには熱源がはるかに高い温度において有効であるこ
とが必要であり、単に約２１６℃（４２０’Ｐ）までの
熱であれば、不合理な温度変化なしで使用可能である。

中間冷却式回生サイクルは、空気圧縮段階中に中間冷却
を使用し、圧縮空気は空気が熱焼器に入る前にタービン
の排気ガスに対抗して予熱される。このサイクルでの最
適圧力比は約６乃至７である。中間冷却器において解放
される熱は全てが大気中で失われる。

同様に空気予熱装置を出るガスの温度は約２６０℃（５
０００Ｆ）で、該ガスが有する熱は全て浪費される。

全ての熱希釈材が圧縮されると寄生荷重が大きくなるの
で、システムの全体効率は低下する。

かくて本発明の目的は、熱希釈材及び作動流体として使
用する余分な空気の一部又は全てを水蒸気に代える燃焼
タービンを使用して、燃料から機械エネルギ又は電力を
生産するための工程を提供することである。水蒸気は極
めて効果的な方法でシステムに導入される。すなわち液
体としてポンプにより注入した後で低温蒸発させる。ガ
ス（空気）の圧縮と比較した場合液体のポンプ注入には
機械エネルギをほとんど必要としない。同様に水の気化
は、逆流多段給湿作業において低レベル熱を使用して実
施される。水と接触する前に次の段階で実施する圧縮空
気の低温給湿の利点を完全に利用して圧縮空気は圧縮中
に冷却される。多段給湿が、圧縮空気の温度を加熱媒体
の温度に接近させ、熱力学的不可逆性を最小とする。

かくて本発明の方法により希釈空気を圧縮する時の付加
荷重が減少し、熱効率が更に高い動力生産サイクルが得
られる。同様に圧縮空気の給湿によって酸化窒素が減少
するが、これは当然のことなから環境保護に通じる。又
本発明は、飽和装置内にて圧縮空気を直接接触させるこ
とによって熱力学的に効果のある方法で圧縮空気に給湿
する装置を提供するので、比較的低い温度で空気に給湿
可能であるからスチームボイラーを必要としない。

本発明の他の特徴及び利点は、本発明の実施例を非制限
例として示す添附の因習を参照して以下に詳述する。

第１図を参照して説明すると、路線１からの空気は、４
において軸方向に相互連結する２段階式空気圧縮機２及
び３の第１段に導入される。路線５を介して圧縮機２の
第１段から出る圧縮空気は約１４９Ｃ（３０００Ｆ）乃
至２０４Ｃ（４００１１１′）（７）湛Ｊｆであシ、熱
交換器６を通過する時に路線７を通過する水と熱交換す
る。かくて圧縮空気のｍ度は約４　Ｃ（４０°Ｆ）乃至
１２１　Ｃ（２５０°Ｆ）、代表的には約２ＩＣ（７０
°Ｆ）乃至５ｏｃ（ｔ４ｏ°Ｆ）まで降下し、その後で
路線８を通って空気圧縮機の第２段、すなわち３に到る
。

路ｉ１０を介して空気圧縮機から出る圧縮空気の温度は
約１４（ＪＣ（３００′Ｆ）乃至約２０４　Ｃ（４００
°Ｆ）であ）、熱交換器１１を通過する時に路＠１２を
通る水と熱交換する。従って圧縮空気の１１度は約４０
Ｃ４０°Ｆ）乃至１２１Ｇ（２５０°Ｆ）、代表的には
約４６０　（１１５°Ｆ）乃至６６Ｃ（１５０°Ｆ）ま
で降下する。

路ＩＩ７の水は熱交換器６内における熱交換の後で約１
４９Ｃ（３００＠Ｆ）乃至約２０４　ｔ：’　（４００
０°Ｆ）の温度で飽和装置１５０頂部に導入される。該
飽和装置内部において、空気と水は多段階において逆流
方向に接触するので、熱力学的効率が改良される。これ
は本発明の重要な特徴の１つである。飽和装置の作用圧
力は約２００　ｐｓｉで、＃温度におけろ水の温度は約
１６６　ｒ　（３３０′″Ｆ）である。蒸発後に残留す
る水は路！１６を介して飽和装置１５の底部から除去さ
れ、必要に応じて望ましくは空冷熱交換器１８及び路線
１９を介して１７において吹込まれ、路線７及び熱交換
器６に到るか又は路線１３及び１２を介して熱交換器１
１に到る。

主として約１２１Ｃ（２５０°Ｆ）の飽和空気である給
湿空気は、路線２０を介して飽和装置１５から出て熱回
収装置２１を通過する時にタービン２２からの排気ガス
と熱交換し、燃焼器２４゛に導入される前に飽和空気を
予熱する。燃熔用燃料げｉ！８誼２５を介して導入され
、路線２６を介して出る気体性燃焼生成物によってター
ビン２２が駆動する。

該タービンは、４において空気圧縮機と、発電機３０と
に軸方向において連結する。該圧縮機、タービン及び発
電機を単一回転軸に連結するものとして説明図示するが
、当業者には容易に理解されるように、当然のことなが
ら他の構造も使用可能である。

ガスタービンからの加熱排気ガスは、熱回収装置２１を
通過する時に水と熱交換し、図示の如く飽和装置１５内
での給湿のため水を適当な温度に加熱する。かくて、こ
れによって路！３１を通る水を図示の如く熱回収装置に
導入してもよい。更に、当然のことながら、必要に応じ
てポンプ３３によって路＃ｊ３２を介して補給水を追加
可能である。

本発明によシ得られる改良点は、段間冷却及び空気給湿
の特性を有することによシ存在する相互増動作用による
ものである。段間冷却がなければ、圧縮機を出る空気の
温度は著しく高くなシ約３１６Ｃ（６００″Ｆ）乃至、
ａ２７Ｃ（ｓｏｏ°Ｆ）になシ、給湿のために加熱圧縮
空気から回収される熱は給湿機用として効率よく使用さ
れるものよシはるかに高温なものＫなる。このように低
レベル熱の代シに高レベル熱を使用する場合、不可逆性
が大きくなるので、システムの全体効率が低くなる。し
かしながら段間冷却によって圧縮機を出る空気の温度は
はるかに低い約１４９Ｃ（３０００Ｆ′）乃至２０４Ｃ
（４００°Ｆ）となシ、給湿用の該圧縮空気から回収さ
れる熱は、給湿用として好ましい品質の低レベル熱とな
る。

かくてシステムの不可逆性が最小になるので、システム
の全効率はいかなる種類の動力サイクルによって得られ
るものよシも高くなる。同様に１圧縮空気が逆流多段給
湿機に導入される以前に該空気を予備冷却することによ
って、給湿機を出る水の温度は低下するので例えば中間
冷却器の如き各種熱源から、及び給湿空気の予熱装置を
出るガス（タービンの排気ガスに含有される）から低レ
ベル熱を回収することが可能となる。

逆流多段給湿機の使用は単段接触器において可能である
よシもはるかに効率よい方法で水蒸気を圧縮空気に抽出
できる。例えば、第３図の単段システムと、第４図の、
第３図と同様の水と空気が入力されている多段接触器（
この場合は５段接触器）を参照すれば、多段システムは
十分な利点を提示しておシ、７０％多く空気の給湿化を
達成しておシ、２２８，０００　ＢＴＵ／　ｈｒだけ多
く熱を取シ出している。単段で同量の給湿化を達成しよ
うとすれば、水熱量率を９５００　ｊｂ　／　ｈｒから
４７，６００ｊｂ／ｈｒＫ増加させるか、又は入口水温
度を約１３８Ｃ（２８１°Ｆ）から１６４Ｃ（３２８１
”）Ｋ、出口水温度を約１０４　Ｃ（２２０°１’）か
ら１３２　Ｃ（２６９°Ｆ）に増加させる必要があり、
追加段を付加することによって、入口温水温度や流量を
かなシ減少させることが可能となる。これとは別なシス
テムとして、水はシステムの低温部から抜き出し得、こ
のサイクル効率の利得は当業者にとって明白である。

本発明の工程は、スチームコイル及びそれと協働する装
備品を組み込・むことによって蒸気を発生　゛するため
にガスタービンの排気ガスの熱の一部を使用する相互発
電設備などと必要に応じて組み合わせて使用可能である
。かくて当業者には明らかなように、本発明の動力サイ
クルは、例えば石炭ガス化設備又は地熱発電所、又は再
加熱タービンを使用する設備等低レベル熱を多量に産す
る工場と組み合わせて使用可能であシ、他のサイクルよ
シも大いに組み合わせ易い。給湿が低温において実施さ
れるので、後者の場合、第１タービンが高圧で作動して
部分的に膨張し、第２燃焼器にて追加の燃料に点火し、
第２タービンにおいて加熱ガスを大気圧近くまで膨張さ
せる。

前文にて説明したので前文から明らかなように１本発明
の方法は、複合サイクル過程で使用する一連の蒸気サイ
クル、すなわち蒸気タービン発電機、蒸気ドラム、表面
凝縮器及び冷却塔を包含する完全な蒸気サイクルを用い
ない。従って轟然のことながら該工場に用いる設備投資
費が著しく減少する。

本発明の別の主要な特徴は熱効率が著しく改良されるこ
とである。本発明の工程を用いる設備に関して計算した
熱効率及び熱消費率と従来の複合サイクルを用いる設備
において計算した熱効率及び熱消費率との比較を次の表
１に示す。複合サイクル設備の熱効率は、複合蒸気サイ
クルの故に設備の寸法の影響を多大に受けることがわか
る。

ＧＥＣ（Ｑｅｎｅｒａｌ　Ｅｌｅｃｔｒｉｃ　（’ｏｍ
ｐａｎｙ　）が出版しているデータによれば、複合サイ
クルの場合の熱効率は、７０　ＭＷ乃至６００ＭＷの寸
法の設備として、約３９．１係乃至４４．８チである。

前記表から明らかなように、本発明によるものが複合サ
イクルの設備の効率を著しく改良している。効率が５３
．５　％の再熱タービンを使用する設備の場合は燃料電
池の効率の範囲内にあシ、外来材又は新規化学構造の進
歩よりはむしろ現存の科学技術に基づく機械的ノ・−ド
ウエアのみを必要とする。ガスタービンの点火温度が高
ければ高す程、該工程の効率は増加する。

表１）は本発明による改良工程と他のサイクルとの比較
を示すものである。

表… 熱効率、チ　４８−４９　　３９−４５　　　４３　　
　３８熱消費率’　　６９４４−７０７０７６２５−８
７３０　７９４０　８９８０ＢＴＵ／ＫＷＨ水消費量・　０．２３−０．２５　　０．２８　　０．
４０　　−Ｑａｌ／ＫＷＨ上記表から明らかなように、本発明によるサイクルの効
率はその他のサイクルよシも著しく高い。

次の式により本発明による熱効率の改良点が更によく理
解される。５００　ＭＷの出力の設備におりて、複合サ
イクルの場合、必要な燃料ＢＴＵ　　　　　　　ｈｒｓ時間＝　５００　ｘ　１０００　ＫＷｘ　７６２５−ｘ　２
４　ｘ　３６５７１年＝　３．３４　Ｘ　１０’　ＭＭ
ＢＴＵ７年ｅａｒ改良型サイクルの場合に必要な燃料は＝　５００　Ｘ　１００　Ｋｗｘ　６９４４−　Ｘ　２
４　Ｘ　３６５　”！”ＢＴＵ ■　　　ｙｒ年＝　３．０４　Ｘ　１０’　ＭＭＢＴＵ／年ｅａｒ従って改良屋動力サイクルで節減される燃料は、年＝　（３，３４Ｘ　１０’　−３，０４Ｘ　１０”）　
ＭＭＢＴＵ／　ｙｅａｒ＝　０．３　Ｘ　１０’　ＭＭ
ＢＴＵ／　Ｙｅａｒの年間節減（燃料費を９４／ＭＭＢ
ＴＵとする）に相当する。

本発明による工程は、例えばガス化設備や精粋機等別の
設備からの低レベル熱を他の方法を用いるよシもはるか
に高い効率で機械エネルギ又は電力に変えるためにも使
用可能である。燃焼機関に使用する燃料は、回収した低
レベル熱を高品質化する役割を果す。かくて例えば、ガ
ス化設備からの約１４９　Ｃ（３００′Ｆ＞乃至６０Ｇ
（１４０’″Ｆ）の範囲の水を循環させる給湿装置を予
熱することによって回収される低レベル熱が電力に転化
する時、効果的な転化率は約３０％の水準である一同様
に本発明の工程の熱効率と、中間冷却器６を設けない工
程の熱効率を比較した場合、熱効率を改良するために中
間冷却がいかに重要かがわかる。すなわち中間冷却器を
用いなり場合熱効率は４５％にすぎないことが判明して
いるつこれは極めて重視されるべき減少である。同様に
該工程から最終冷却器１１を除去した場合の熱効率を計
算したが、この場合は若干低く約４８俤であった。

かくて、前述の如く給湿段階に先行して圧縮空気の温度
を降下させる場合や、当業者には明らかな如く精製所又
は石炭ガス化プラントの如き別の設備と本発明の改良工
程とを一体にして用いる場合には中間冷却器のみによる
よりも最終冷却器が有益であシ、それは効率を約１多増
加させ、明確な値を示す。該冷却器の使用は給体に必要
ではないが、必要に応じて最終冷却器の付加圧力降下と
回収熱量の増加の双方を比較の土木発明の工程から該冷
却器を除去可能である。

上記低レベル熱の転化効率の標準は米国特許第４．０８
５，５９１号において計算可能である。これは「連続流
蒸発型熱エネルギ回収装置及びエネルギ回収方法」と称
するもので、給湿空気の比容積が高いことを利用して噴
霧室にて例えば空気勢の加圧ガスに給湿し、ガスタービ
ンを介して膨張させるものである。このシステムによシ
得られる効率は５チ以下である。同様に多くの固有欠点
がある。

システムの圧力は限定されているので多量の動力を生産
するためＫは極めて大きな設備が必要である。このシス
テムは燃焼機関と共に使用不能なので、回収された低レ
ベルエネルギを「高品質化」することが出来ない。

前述のことから明らかなように、逆流多段給湿機によっ
て化学エネルギ又は化学エネルギで補充される低レベル
熱は、極めて高い効率にて機械エネルギ又は電力に転化
可能である、同様に本発明の工程は、エネルギ源が採掘
され、特に上記複合サイクルや蒸気噴射サイクルと比較
して効率が高い故に熱汚染及び水消費量が低く、酸化窒
素の放出量が少なりので環境採掘に役立っていることが
わかる。複合サイクル設備の場合、酸化輩素の放出を少
なくするために燃焼器へり蒸気の噴射を余儀なくされ、
故に効率を低下させているが、本発明は該欠点を克服し
ている。

前述のことを考慮すれば、当業者には明らかなことであ
るが本発明にはある種の変型及び別屋が可能である。か
くて、例えば、中間冷却器を複数個使用してもよいし、
２段階以上の空気圧縮機の使用も可能である。同様に１
システムの効率と許容量とを改良するために冷凍システ
ムを使用して圧縮機への導入空気を冷却してもよい。同
じく冷凍システムを使用して中間冷却器から出る空気を
更に冷却可能であυ、飽和水も、中間冷却器に入る以前
に冷凍システムを使用して予冷可能である。

史に１図示のものと異なる構造の飽和装置、例えば複数
位置に水を導入する構造のものを使用してもよい。従っ
て上記全ての別型及び変型も本発明の範囲を逸脱するも
のでないことは明らかである。

【図面の簡単な説明】第１図は、タービンと軸方向に連結した２段式空気圧縮
機を使用する本発明の工程を示す概略図、第２図は熱発
生曲線と水蒸発線を示す線図、第３図は単段接触器のヒ
ートノ署ランス図、第４図は多段接触器のヒートバラン
ス図である。２．３・・・空気圧縮機、６．１１・・・熱、交換器、
１５・・・飽和装置、２１・・・熱回収装置、２２・・
・タービン、２４・・・燃　焼　器、３０・・・発　電
　機、３３・・・ボ　ン　ブ。第２図第３図水■釣７１８°Ｃ（＠２４４°Ｆ）第４図（（ｐｒ１２υ°と〕

Claims

【特許請求の範囲】

（１）燃焼タービンを使用し、該タービンの燃焼用の熱
希釈材として水蒸気を供給するために燃焼段階以前に多
段逆流によつて圧縮空気に給湿する段階を包含する動力
発生法にして、該水の温度が該圧縮空気と接触する時作
用圧力において沸点以下であり、該圧縮空気を通す時に
給湿段階以前に水と熱交換し、これによつて該水の温度
が上昇し、該圧縮空気の温度が下降することを特徴とす
る該発生法。
（２）該圧縮空気が多段式圧縮段階によつて供給され、
該圧縮空気と水との間の熱交換が、該多段式圧縮の段階
相互間にて実施されることを特徴とする特許請求の範囲
第１項に記載の方法。
（３）該タービンからの排気ガスが通過する時に該給湿
空気と熱交換し、燃焼以前に該空気を予熱することを特
徴とする特許請求の範囲第１項に記載の方法。
（４）該タービンからの排気ガスが通過する時に該圧縮
空気の給湿段階以前に水と熱交換することを特徴とする
特許請求の範囲第１項に記載の方法。
（５）該圧縮空気を、圧縮段階の後で給湿段階以前に更
に冷却することを特徴とする特許請求の範囲第２項に記
載の方法。
（６）該圧縮空気の温度が、該多段式圧縮の段階相互間
にて実施する該熱交換によつて約１４９℃（３００°Ｆ
）乃至２０４℃（４０００°Ｆ）から約４℃（４０°Ｆ
）乃至約１２１℃（２５０°Ｆ）まで降下することを特
徴とする特許請求の範囲第２項に記載の方法。
（７）該多段式圧縮を終えた該圧縮空気の温度が約１４
９℃（３００°Ｆ）乃至約２０４℃（４００°Ｆ）であ
ることを特徴とする特許請求の範囲第２項に記載の方法
。
（８）上記の如く更に冷却した後で、給湿段階以前に該
圧縮空気の温度が約４℃（４０°Ｆ）乃至約１２１℃（
２５０°Ｆ）であることを特徴とする特許請求の範囲第
７項に記載の方法。
（９）燃焼タービンを使用する動力発生法にして、燃料
を燃焼させるために使用する圧縮空気を冷却し、該圧縮
空気を通す時に多段式空気圧縮の段階相互間にて水と熱
交換することによつて該タービンを駆動させ、該燃焼の
ための熱希釈材及び増加した作動流体として水蒸気を供
給するために焼燃段階以前に逆流多段飽和器内で該圧縮
空気に給湿し、該水の温度が該圧縮空気と接触する時に
作用圧力において沸点以下であり、圧縮した後で給湿段
階以前に該圧縮空気を更に冷却することを特徴とする該
方法。
（１０）該タービンからの排気ガスが通過する時に該給
湿空気と熱交換し、燃焼段階以前に該空気を予熱するこ
とを特徴とする特許請求の範囲第９項に記載の方法。
（１１）該タービンからの排気ガスが通過する時に該水
と熱交換し、該圧縮空気の給湿以前に該水の温度を上昇
させることを特徴とする特許請求の範囲第１０項に記載
の方法。
（１２）該圧縮空気の温度が、該多段式圧縮の段階相互
間にて実施される該熱交換によつて、約１４９℃（３０
０°Ｆ）乃至約２０４℃（４００°Ｆ）から約４℃（４
０°Ｆ）乃至約１２１℃（２５０°Ｆ）まで降下するこ
とを特徴とする特許請求の範囲第９項に記載の方法。
（１３）該多段式圧縮を終えた該圧縮空気の温度が約１
４９℃（３００°Ｆ）乃至２０４℃（４００°Ｆ）であ
ることを特徴とする特許請求の範囲第１０項に記載の方
法。
（１４）該圧縮空気の温度が約２１℃（７０°Ｆ）から
６０℃（１４０°Ｆ）まで降下することを特徴とする特
許請求の範囲第６項に記載の方法。
（１５）該圧縮空気の温度が約２１℃（７０°Ｆ）から
６０℃（１４０°Ｆ）まで降下することを特徴とする特
許請求の範囲第１２項に記載の方法。