JP2018508693A - 複合サイクル発電所を改良するための装置及び方法 - Google Patents

Abstract

【解決手段】発電機を駆動し電力を生成すための二つの６０ヘルツ型大型ヘビーデューティー産業用ガスタービンエンジンを用い、二つの産業用エンジンは、３５０ＭＷまで出力を生成可能である発電所を改良するプロセス。当該プロセスは、二つの３５０ＭＷ産業用エンジンを、少なくとも７００ＭＷの出力パワーを生成する能力を備える一つのツインスプール産業用ガスタービンエンジンに取り替える。そのため、二つの従来の産業用エンジンは、二つの従来の産業用エンジンと等しいパワーを生成できる一つの産業用エンジンに取り替えられる。【選択図】図１

Description

本発明は、概して産業用ガスタービンエンジンに関し、より具体的には、二つの古いガスタービンエンジンを、より大きなパワー出力及び実質的に同じタービン排気温度を有する一つの新しいガスタービンエンジンに交換することによる複合サイクル発電所を改良する装置並びに方法に関する。

本発明は、アメリカ合衆国エネルギー省によって与えられた契約番号ＤＥＦＥ００２３９７５号に基づく、アメリカ合衆国政府支援を伴い作り上げられた。アメリカ合衆国政府は、本発明における一定の権利を有する。

大型ヘビーデューティー産業用ガスタービン（ＩＧＴ）エンジンのようなガスタービンエンジンにおいて、機械的仕事を作り出すため、燃焼器によって生成される高温ガス流（ａ ｈｏｔ ｇａｓ ｓｔｒｅａｍ）が、タービンを通過する。タービンは、漸進的に低下する温度において、高温ガス流に相互作用を及ぼす静翼及び動翼の一つ以上の列（ｒｏｗ）又は段（ｓｔａｇｅ）を含む。タービンの効率（従ってエンジンの効率）は、より高温のガス流をタービンに通すことにより、増加され得る。しかしながら、タービン入口温度は、タービンの材料特性に制限され、特に、第一段目の翼（羽根）及びブレード、並びにこれら第一段目の翼に関する冷却能力の量に制限される。

電力生成に使用される産業用ガスタービンエンジンにおいて、低電力需要期間中、パワーにおいて、エンジンは減少される。低電力需要期間中、従来の発電所は、ピーク（最大）負荷の４０％から５０％の低パワーモードを有する。これらの低パワーモードにおいて、エンジン効率は非常に低く、それゆえ、電力コストは、エンジンが高効率のフルスピードで稼働する場合に比べて高まる。

今日使用される産業用及び船舶用ガスタービンは、図１２から図１５に示される。これらの設計は、高サイクル圧力比に関する部品性能が低いこと、部分負荷時の部品効率（ｃｏｍｐｏｎｅｎｔ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｉｅｓ）が低いこと、又は低ＮＯｘ燃焼器を装備した際の部分負荷時のＣＯ（一酸化炭素）排出が多いこと等、いくつかの大きな問題があり、運転可能な電力の下限（ターンダウン比と呼ぶ）が制限されてしまう。

図１２のＩＧＴエンジンの構成は、発電用として最も一般的であり、高圧力比において高い部品効率を達成することに関する非最適軸速度による限界がある。質量流の入口及び出口容量は、構造的にＡＮ^２（最終段ブレード応力）と、流れの中のマッハ数損失を誘導する高い先端速度の原因によって入口及び出口径を制限する先端速度とにより制限される。従って、所与の回転速度に関して、大きなマッハ数損失により圧縮器及びタービンの部品効率が低下し始めるまでの、圧縮器の入口径及び対応するフロー容量、並びにタービンに対する出口径及びフロー容量の最大値が存在する。

単一軸に対する高圧力比での最大入口流量が決まっているため、圧縮器流路の高圧領域では、動翼が非常に小さくなる。比較的大きな半径における小ブレードの高さは、クリアランス及び漏れ効果に起因する大きな損失を与える。高圧力比の航空機エンジンは、高圧及び低圧軸を分離することにより、こうした限界を克服する。高圧軸は、高速回転とすることで、半径を小さくしつつ一段あたりの十分な仕事を確保している。こうした例を図１４に示す。図１４は、電力生産に用いられる典型的な航空転用ガスタービンエンジンである。高圧スプール５のスピードは、高圧軸５の内径（ＩＤ：Ｉｎｎｅｒ Ｄｉａｍｅｔｅｒ）内に低速軸６を有することにより依然として制限される。これは、高圧軸５の流路を別法によるよりも大きな半径に至らせ、それにより、高圧ロータの速度を減少させ、高圧スプールの効率を減らす小さい半径のブレードをもたらす。図１３の構成も、圧縮器全体が単一軸上にあるため、図１２と同様、高圧力比での部品効率の向上には限界がある。

ターンダウン比は、ガスタービンエンジンが動作可能な（且つＣＯ排出が汚染限度を超えない）最低動力負荷を、１００％全負荷動力で割ったものである。現在のガスタービンのターンダウン比は、約４０％である。中には３０％を達成可能なものもある。小さな部分負荷で運転するには、燃焼器出口温度を低くするとともに入口質量流を小さくする必要がある。ＣＯ排出を少なくするには、燃焼器温度を十分高くして、燃焼工程を完了させる必要がある。燃焼温度を維持してＣＯ排出を抑える必要があるため、動力を落とす方法としては、入口質量流を小さくするのが最良である。典型的な一軸ガスタービンエンジンでは、圧縮器に多段の可変案内羽根を用いて、入口質量流を小さくしている。圧縮器のフロー下限は、図１２のような一軸定速ロータ圧縮器の場合、約５０％である。図１４の構成も、低圧圧縮器が発電機を定速駆動するため、図１２の構成と同様、入口質量流の減少には限界がある。発電機を駆動する産業用エンジンにおいて、発電機を駆動するタービンは、米国での６０ヘルツエンジンに関する３６００ｒｐｍ、又は欧州での５０ヘルツエンジンに関する３０００ｒｐｍのような定速で稼働するよう設定される。

図１５の構成は、現在のＩＧＴエンジンの構成としては最も効率的な選択肢であるが、低スプール軸６が高スプール軸５内で回転するため、高スプール半径をこれ以上小さくことができず、最適の構成とはいえない。また、低スプール軸６の速度を落として入口質量流を減少させると、ＨＰＴ（Ｈｉｇｈ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ Ｔｕｒｂｉｎｅ：高圧タービン）からＬＰＴ（Ｌｏｗ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ Ｔｕｒｂｉｎｅ：低圧タービン）に入る角度に不整合が生じるとともに、ＬＰＴを出てＰＴ（Ｐｏｗｅｒ Ｔｕｒｂｉｎｅ：動力タービン）に入るフローの角度に不整合が生じ、部分負荷におけるタービン性能の効率が悪くなってしまう。

図１６は、発電機１２を各々駆動する二つの従来型産業用ガスタービンエンジン１１１を用いる従来の発電所を示す。今日の（従来）技術において、これらの各産業用エンジン１１１は、６０ヘルツエンジンに関する出力を３５０ＭＷまで高められ、及び５０ヘルツエンジンに関する出力を５００ＭＷまで高められる。これら従来の産業用エンジン１１１が新エンジンに置き換えられるとき、パワーの等しい二つの新産業用エンジンが必要とされる。新産業用ガスタービンエンジンが、複合サイクル発電所での旧産業用ガスタービンエンジンに代わるとき、複合サイクル発電所のＨＲＳＧ（Ｈｅａｔ Ｒｅｃｏｖｅｒｙ Ｓｔｅａｍ Ｇｅｎｅｒａｔｏｒ：熱回収蒸気発生器）は、より高い排気温度を許容する重要な構造の変更を求められるため、新エンジンのタービン排気温度は、旧エンジンのタービン排気温度と実質的に同じでなければならない。例えば、３５０ＭＷパワーを生成するが、新エンジンのタービン排気温度は、旧エンジンにおけるものより高くなることが必須であり、そのため、より高いタービン排気温度の対応能力を有するＨＲＳＧシステムへの重要な変更を求める新ＩＧＴエンジンに、１８０ＭＷパワーの二つの旧ＩＧＴエンジンは、置き換えられる。他の例において、現時点で６００ＭＷを生成する新エンジンは存在しないため、二つの３００ＭＷ出力ＩＧＴエンジンは、単一の新ＩＧＴエンジンに置き換えられない。

１２％程度に少ないターンダウン比となるよう、高圧スプール及び低圧スプールが独立的に稼働するような二つのスプールを持つ、電力生産に用いられる産業用ガスタービンエンジンが、高効率を維持しつつ、達成できる。発電機は、高圧スプールに直接接続され、連続的かつ定速で稼働する。低圧スプールは、高圧スプールからのタービンの排気により駆動され、低圧スプールのスピードを制御するため可変入口案内翼を含む。低圧スプールからの圧縮空気が、高圧スプールの圧縮器入口に供給される。中間冷却器が、高圧スプールに通される圧縮空気の温度を低下させるために使用される。

別々に稼働可能なスプールを持つツインスプールＩＧＴエンジンは、今日の限界内の排気温度を維持しつつ、タービン入口温度の増加を許容する４０から５５の高圧比で圧縮器及びタービンの高い部品効率（要素効率）を維持する。

双方のスプールからのタービン排気は、発電所の全体効率を更に高めるため、発電機を駆動する蒸気タービンに動力を供給するために使用される蒸気を生成するよう、ＨＲＳＧ（熱回収蒸気発生器）に向けられる。

他の実施形態において、低圧圧縮器からの圧縮空気の一部が、引き出され、ブースト圧縮器により更に圧縮され、加熱された冷却空気が燃焼器に向けて排出される高圧タービン静翼に関する冷却回路に供給される。

本発明の更に他の実施形態において、高圧スプールからのタービン排気は、動力軸（ｐｏｗｅｒ ｓｈａｆｔ）によって、発電機、変速機、圧縮器、又は船用プロペラなどの外部負荷に接続される中間圧力動力タービン（ＩＰＰＴ）を駆動するために使用される。中間圧力動力タービンの軸は、低圧スプール内を通り、これにより、中間圧力動力タービンの軸は、低圧スプールのスピードを制御することで制限され、その結果、低スプール圧縮器から高スプール圧縮器にかけて供給される圧縮空気の質量流の総量を規制する。この実施形態において、負荷は、高スプールではなく、中間圧力動力タービン（ＩＰＰＴ）に接続される。

本発明のツインスプールＩＧＴエンジンの設計により、複合サイクル発電所のガスタービンエンジンは、現在のエンジン熱効率を大きく超える正味の熱効率が６７％を上回るよう稼働できる。

加えて、電力生産に使用される現在のＩＧＴエンジンは、寸法と質量流の制約によって、約３５０ＭＷ（６０ヘルツエンジンに関して）及び５００ＭＷ（５０ヘルツエンジンに関して）のパワー出力に制限される。本発明のツインスプール設計により、存在するＩＧＴエンジンが、既存の最大パワー出力の二倍近くで稼働するよう改良される。一例は、５０ヘルツで稼働し、４７０ＭＷの最大出力を生成するゼネラルエレクトリック（ＧＥ）９ＨＡ．０２型産業用エンジンであり、又は、３３０ＭＷの最大出力を生成する６０ヘルツ市場に関するＧＥ産業用エンジン７ＨＡ．０２型である。それらは、より低速で稼働し、それゆえ動翼が長いため、５０ヘルツ産業用エンジンは、より大きなパワーを生成する。ＡＮ^２制限に基づき大きい反面、低速の動翼のため、エンジンフローは大きい。大きな流れに伴い、大きなパワー出力に達する。

１８０ＭＷのＩＧＴエンジンのような極めて古いＩＧＴエンジンを用いる複合サイクル発電所において、少なくとも３６０ＭＷの新ＩＧＴエンジンが求められ、新しくより強力なＩＧＴエンジンのタービン排気温度が、ＨＲＳＧ自身が改良されないことを目的として、二つの旧エンジンのタービン排気温度と実質的に同じである。実際に、ＨＲＳＧの唯一の改良は、エンジン出口からＨＲＳＧ入口への高温タービン排気を伝えるダクト工事のみである。二つの旧エンジンを二倍のパワーを有する単一の新ＩＧＴエンジンに置き換えることは、極めて高いタービン排気温度を生成し、そのため、高温タービン排気温度を収めるためのＨＲＳＧの重大な改良を求める。本発明に係るツインスプールＩＧＴエンジンは、ＨＲＳＧのいずれの変更も求められないよう交換されるエンジンの類似タービン排気温度を持つ。新ＩＧＴエンジンは、ＨＲＳＧの改良なしに二つの小型ＩＧＴエンジンを交換するよう組み込まれる。仮に、タービン排気温度が高すぎる場合、ＨＲＳＧの重要な変更が、より高い温度を許容するために求められる。ツインスプールを持つ本発明の単一エンジンは、６０ヘルツエンジンに関して７００ＭＷを超え、５０ヘルツエンジンに関して１０００ＭＷを超えて生成できる。

ツインスプールＩＧＴエンジンの他の利点は、従来の単一スプールＩＧＴエンジンの異なるサイズの群（ｆａｍｉｌｙ）は、高スプール圧縮器に圧縮空気を供給するサイズ及び圧力比を変えた本発明の低圧スプール設計を含むことにより改良される。

タービンの高温部を冷却するために使用される冷却は、燃焼器へ再導入されるが、拡散器内の境界層を活動させるために、冷却空気は、圧縮器の出口と燃焼器の入口の間に設置される拡散器に送り出される。拡散器の一実施形態において、動翼からの冷却空気が、拡散器の外壁に対し圧縮空気フローに沿って放出され、動翼からの冷却空気が、拡散器の境界層を活動させるため、拡散器の内壁に対し、圧縮器放出空気の速さ以上の速さで送り出す圧縮器に沿って送り出される。

電力生産用の産業用ガスタービンエンジンは、発電機に直接接続される高スプールを含み、二つのスプールが相互に独立的に回転稼働するために、低スプールは、高スプールから分離する。低スプールからの圧縮空気は、高スプールの圧縮器入口に向けて流れる。高スプール圧縮器は、異なる温度の流れを持つ内側流路と外側流路を含む。内側流路は、高スプール圧縮器で圧縮され、それから燃焼器に向けて送り出される。外側流路は、最初に中間冷却器で冷却され、それから、冷却された圧縮空気が、冷却を提供するためにタービン内の静翼に通され、高スプール圧縮器で圧縮される。高スプール圧縮器の外側流路は、高スプール圧縮器を通る全ての流れの約２０％である。仮に、圧縮空気の外側の流れが冷却されない場合、高スプール圧縮器から送り出される圧縮空気は、あまりに高温でタービン翼の冷却に使用できない。

高スプール圧縮器は、冷却された圧縮空気が高スプール圧縮器のローター（動翼）を冷却するために使用されるよう、外側流路内又は内側流路内の冷却空気の流れを有する。二流路を持つ高スプール圧縮器は、ロータから伸びる主翼と主翼の端部に位置する側板（ｓｈｒｏｕｄ）を持つと共に、外側にあり、且つより小さい流路に関する圧縮器翼を形成する側板から伸びる一つ以上の小型翼を持つ動翼を含む。

提案された先端エンジンサイクルに関し、主の流れ（ｍａｉｎ ｆｌｏｗ）の約２０％は、冷却され、タービンへの冷却流れとして利用できるよう、別々に圧縮されなければならない。軸上のＨＰＣ圧縮器内の第二の単離された流れ（ｉｓｏｌａｔｅｄ ｆｌｏｗ ｓｔｒｅａｍ）の追加は、独立した圧縮器に関する重要な支持システムの追加を避ける。例えば、電気モータ又は主のガスタービンに結合される変速機によって駆動される独立軸上の又は遠心性の圧縮器が、現在知られる解決策であろう。

本発明のより完全な理解、並びにその付随する利点及び特徴は、添付図面と共に考慮される下記の詳細な説明を参照することによってより容易に理解されるであろう。
図１は、タービン翼冷却状態のガスタービンエンジンに係る本発明の第一実施形態を示す。 図２は、本発明の中間冷却を備え、タービン翼冷却状態のガスタービンエンジンに係る本発明の第二実施形態を示す。 図３は、中間冷却を備え、タービン翼冷却状態のガスタービンエンジンに係る本発明の第三実施形態を示す。 図４は、蒸気生成ＨＲＳＧと結合する中間冷却を備え、タービン翼冷却状態のガスタービンエンジンに係る本発明の第四実施形態を示す。 図５は、本発明に係る、機械的に非結合のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの第一実施形態を備える発電所の概略図を示す。 図６は、本発明に係る、機械的に非結合のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの第二実施形態を備える発電所の概略図を示す。 図７は、本発明に係る、機械的に非結合のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの第三実施形態を備える発電所の概略図を示す。 図８は、本発明に係る、機械的に非結合のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの第四実施形態を備える発電所の概略図を示す。 図９は、本発明に係る、機械的に非結合のターボ過給器付三軸産業用ガスタービンエンジンの断面図を示す。 図１０は、本発明に係るターボ過給器付ガスタービンエンジン内の圧縮器と燃焼器の間に使用される拡散器の断面図である。 図１１は、本発明に係るターボ過給器付ガスタービンエンジン内の圧縮器と燃焼器の間に使用される拡散器の第二実施形態の断面図である。 図１２は、圧縮器端部の直接駆動発電機を有する従来の単軸スプールＩＧＴエンジンを示す。 図１３は、高スプール軸と直接発電機を駆動する別の動力タービンとを有する従来の二軸ＩＧＴエンジンを示す。 図１４は、高スプールが低スプールの周りを回転する同心スプールを有し、別の低圧軸が直接発電機を駆動する、従来の二軸航空ガスタービンエンジンを示す。 図１５は、高圧スプール内を回転する低圧スプールと、発電機を直接駆動する別の動力タービンを有する従来の三軸ＩＧＴエンジンを示す。 図１６は、二つの産業用ガスタービンエンジンが用いられる、従来の複合サイクル発電所を示す。 図１７は、図１６の発電所内の二つの産業用エンジンを交換するよう使用される本発明のツインスプールターボ過給器付産業用ガスエンジンを示す。 図１８は、本発明の他の実施形態に関する、二流式圧縮器を持つ機械的に非結合のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンを有する発電所の概略図を示す。 図１９は、外側流路での小流を持つ、本発明の二流式圧縮器の断面図を示す。 図２０は、下流に設置される第二の二流式圧縮器を有する、図１９に示される本発明の二流式圧縮器の断面図を示す。 図２１は、内側流路を更に圧縮する追加翼を備えた内側流路での小流を有する、本発明の二流式圧縮器の断面図を示す。 図２２は、側板によって隔てられる内側流路に一翼を有し、外側流路内に多重翼を有する本発明に係る二流式圧縮器内の翼の一つの図を示す。 図２３は、内側流路内の多重翼と外側流路内の側板から伸びる一翼を有する本発明に係る二流式圧縮器内の翼の一つの図を示す。 図２４は、タービン翼のための冷却空気が冷却され、燃焼器に向けた放出に先立ち圧力を上げる、本発明に係るツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの実施形態を示す。 図２５は、冷却空気が、高圧圧縮器からの取出空気から供給されることを除き、図２４の実施形態に類似する本発明に係るツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの実施形態を示す。 図２６は、低スプールと同心でその周りを回転可能な高スプールを有する従来のツインスプール航空ガスタービンエンジンの断面図である。 図２７は、機械的に非結合な本発明のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの断面図を示す。 図２８は、本発明の翼冷却システムを用いて改良された従来の単軸スプール産業用ガスタービンエンジンを示す。 図２９は、本発明の翼冷却システムを用いて改良された従来の航空ガスガスタービンエンジンを示す。

本発明は、タービン静翼を冷却状態に置くガスタービンエンジンである。図１は、主の圧縮器１１、燃焼器１２、及びタービン１３を備え、圧縮器１１及びタービン１３がロータ軸によって共に接続されるガスタービンを有する本発明の第一実施形態を示す。タービン１３は、冷却される静翼１６の初段を有する。圧縮器１１は、タービン１３を通過する高温ガス流を生成するため、燃焼器１２で燃料を用いて燃焼された空気を圧縮する。第二又は冷却空気圧縮器１４は、第一圧縮器１１よりも高圧で空気を圧縮するため、モータ１５によって駆動される。より高圧の圧縮空気は、その後、燃料と第一又は主の圧縮器１１からの圧縮空気とに混合されるよう、燃焼器１２に通される。

第二又は冷却空気圧縮器１４は、静翼１６の冷却用高圧圧縮空気を生成し、その後、燃焼器１２に送り出す。冷却空気圧縮器１４からの適切な高圧状態でない場合、静翼から送り出される冷却空気圧は、燃焼器１２を通過するのに十分高い圧力とならない。

図２は、冷却空気流圧縮システムが、低圧圧縮器（ＬＰＣ）１４と高圧圧縮器（ＨＰＣ）１７とを含み、ＬＰＣ１４からの圧縮空気を冷却するためにこれらの間に配置される中間冷却器２１を有する、本発明の第二実施形態を示す。冷却空気流圧縮システム（１４，１７）及び中間冷却器２１からの圧縮空気は、その後燃焼器１２に向けて送り出す静翼１６の冷却に使用される。中間冷却器２１を有する冷却空気流圧縮システム（１４，１７）は、燃焼器１２に送り出される静翼１６の冷却後であっても十分な高圧を残すために、第一圧縮器１１より高い圧力の冷却空気を生成する。

図３は、静翼１６用冷却空気が、主のフロー圧縮器１１のより後段（初段より後）から取り出され、中間冷却器を通過し、その後圧力を高めるよう冷却空気圧縮器１４に入るような、本発明の第三実施形態を示す。冷却空気圧縮器１４からの高圧空気は、その後、冷却のため静翼１６を通過し、燃焼器１２に向けて送り出される。

三つの実施形態において、第一又は主のフロー圧縮器１１は、燃焼器１２用に要求される空気の約８０％を提供する。第二又は冷却空気圧縮器１４は、燃焼器１２用の残りの約２０％を生成する。検討された一の産業用ガスタービンエンジンにおいて、第一又は主のフロー圧縮器１１は、３０の圧力比を有する一方、第二又は冷却空気圧縮器１４は、４０の圧力比を有する。

図４は、タービン冷却及び中間冷却熱回収器を有する本発明の他の実施形態を示す。当該ガスタービンエンジンは、主のフロー圧縮器１１、燃焼器１２、及びタービン１３を含み、静翼１６のようなタービン翼が冷却されるものである。燃料は、タービン１３を通る高温ガス流を生成するため、燃焼器１２に導入される。タービン冷却空気流の圧縮は、低圧圧縮器３２と、中間に中間冷却器３３を有する高圧圧縮器３４で行われる。中間冷却器／低圧流生成器３３は、より多くのフロー（流れ）が燃焼器用に生成されることを目的とする圧縮空気の冷却のため、高及び低圧圧縮器３２及び３４の間に配置される。モータ３１は、タービン翼１６の冷却用に使用される空気を圧縮する圧縮器３２及び３４の双方を駆動する。

ガスタービン１３の排気は、熱回収蒸気発生器（ＨＲＳＧ）４０で蒸気を生成するために使用される。ＨＲＳＧ４０は、第一発電機３４の駆動用の高圧タービン３６に供給される高圧（ＨＰ）蒸気４２を生成する。ＨＲＳＧ４０はまた、ＨＰタービン排気から、第二発電機３８を駆動する低圧（ＬＰ）タービン３７に向けられるＬＰ蒸気に混合される低圧（ＬＰ）蒸気４３を生成する。ＨＲＳＧ４０での使用後、スタック４１は、タービン排気を送り出す。濃縮器３９は、ＬＰタービン３７から、その後ＨＲＳＧ４０又は中間冷却器３３に流れ込む水に送り出される蒸気を濃縮する。ＨＲＳＧ４０からのＬＰ蒸気と共にＬＰタービン３７の入口に流れる低圧（ＬＰ）蒸気を生成する低圧圧縮器３２から送り出される圧縮空気を冷却するよう、中間冷却器３３に向けて流れる前記水が使用される。結果として、高圧圧縮器３４からの圧縮空気は、中間冷却器の使用のない状態より低い温度を有し、そのため、タービン翼１６の冷却が改善される。タービン翼１６からの冷却空気は、その後、燃料と共に燃焼され、タービン１３用の高温ガス流を生成するよう、燃焼器１２に向けて送り出される。

図５の実施形態は、高圧スプールが、電力負荷に応じて低圧スプールと共に又は独立して稼働する非同心性スプールを持ち、順応性のある高圧比を有する産業用ガスタービンエンジンである。図５は、高圧圧縮器５１、燃焼器５３、及びロータ軸によって発電機５５に接続される高圧ガスタービン５２を有する主のガスタービンエンジンを含む発電所を示す。主エンジン（５１，５２，５３）及び発電機５５は、軸受によって回転可能に支持される。高圧圧縮器５１に流入空気を供給する場合において、主の高圧ガス圧縮器５１の入口は、バルブ５７を介してブースト圧縮器５６に接続される。高圧圧縮器５１及び高圧タービン５２は、高圧スプールの一部分である。

低圧ガスタービン６１は、軸受で支持されるロータ軸によって低圧圧縮器６２に接続される。低圧圧縮器６２は、圧縮空気流を調節するための入口案内翼及び可変静翼６３を含む。低圧ガスタービン６１及び低圧圧縮器６２は、低圧スプールを形成し、主エンジン又は高圧スプール５１及び５２と非同心的（独立に稼働可能）である。同様に、高圧圧縮器５１はまた、流れを調和させ速さを制御する可変静翼を含む。そのため、主エンジン又は高速スプール５１及び５２が発電機を駆動するよう稼働する際、低圧スプール６１及び６２は、停止され、稼働されない。低圧圧縮器６２の出口は、ライン６７によって、高圧圧縮器５１の入口に接続される。中間冷却器６５は、圧縮空気を冷却するよう、低圧圧縮器６２の出口と高圧圧縮器５１の入口の間で使用される。バルブ６６はまた、低圧圧縮器６２から高圧圧縮器５１への圧縮空気のためにライン６７中で使用される。図５は、高圧圧縮器５１後段での破線で示される入口を示すが、圧縮器翼の初段から上流に設置されてもよい。

本発明に係るツインスプールターボ過給器付ガスタービンエンジン（図５に示される一実施形態）の主な利点が、ここに記載される。従来の大型ヘビーデューティー産業用ガスタービンエンジンは、発電機に直接接続されるロータ軸を有する単一スプールのみを使用する。この設計は、変速機なしに発電機へ大量のパワー（電力）の移送を許容する。大型ヘビーデューティー産業用エンジンにおいて、エンジンのパワー出力が、変速機にさらすものより極めて大きいため、変速機は使用され得ない。これらの要因により、ガスタービンは、局所的電力グリッドの同期スピードに等しい非常に限られたロータ（回転）スピードで稼働しなければならない。ガスタービンの部品を、本発明によるモジュール式システムに分けることで、各々が、統合されたシステム内で最大の性能を発揮するよう個別に最適化される。また、実質のパワー出力と実現可能な改良は、従来の産業用エンジンを超えるものと認識される。例えば、従来の大型６０ヘルツＩＧＴエンジンは、最大３５０ＭＷを生成する一方で、本発明の６０ヘルツ型ツインスプールターボ過給器付産業用エンジンは、７００ＭＷを超えて生成可能である。従来において最大の５０ヘルツＩＧＴエンジンは、５００ＭＷを生成する一方で、本発明の５０ヘルツ型ツインスプールターボ過給器付ＩＧＴエンジンは、１０００ＭＷを超えるパワーを生成可能である。５０ヘルツ型及び６０ヘルツ型の双方において、タービン排気温度は、ＨＲＳＧ自身に求められる実質的な改造又は構造変更をしないよう取り替えられた旧型ＩＧＴエンジンのタービン排気温度と実質的に同じになるだろう。タービン排気をＨＲＳＧに導くダクト工事のみが、改良のため必要とされる。１８０ＭＷパワーを有するような非常に古いエンジンを使用する複合サイクル発電所において、３６０ＭＷパワーの単一の新エンジンが、これら二つの旧ＩＧＴエンジンを交換して使用できるが、新エンジンのタービン排気温度は、より高温のタービン排気温度を収めるのに必要なＨＲＳＧの重大な改良又は変更を伴い取り替えられる二つの旧エンジンに比べて十分高くなる。ツインスプールターボ過給器付ＩＧＴエンジンにより、本発明の一のツインスプールターボ過給器付ＩＧＴエンジンは、所望のＨＲＳＧの重大な変更なしに二つの旧型１８０ＭＷエンジンを取り替えるよう使用できる。

ガスタービンの効率は、全体の圧力比に応じて大きくなることが知られている。双方（低圧圧縮器と高圧圧縮器）が同じ（同期する）スピードで稼働する際、最適効率が、圧縮器の低及び高圧領域で同時に達成されるため、既存のＩＧＴは、達成され得る最大の圧縮器圧力比に制限する一方で、低圧及び高圧圧縮器が、それらの最適なロータスピードで各々稼働することを許容する配置は、現在の全体圧力比の障壁を超えることを許容する。それに加えて、低圧及び高圧システムを分離することは、改善される部品効率と性能整合を可能とする。例えば、既存のＩＧＴにおける、動翼先端と、外側の静止側板（ｏｕｔｅｒ ｓｔａｔｉｃ ｓｈｒｏｕｄｓ）又は環部分（ｒｉｎｇ ｓｅｇｍｅｎｔｓ）との間の隙間は、低圧システム内の部品サイズのため、相対的に大きくなければならない。本発明において、高圧システムの隙間は、効率及び性能を増やすよう減少される。

本発明のツインスプールターボ過給器付ＩＧＴは、エンジンが、ターンダウンで又は部分パワーで高効率を供給し、エンジンの応答性を改善するよう、より操作可能なシステムを可能にする。更に、この設計は、従来のＩＧＴで利用可能な他のものに比べて、ターンダウンの大きなレベルを許容する。

更に他の例において、従来のＩＧＴのパワー出力及び質量流は、最後段のタービン翼の実現可能サイズによって制限される。最後段タービン翼の長さは、その受風面積（Ａ）とロータスピード（Ｎ）の二乗の積によって、応力的に制限される（ｓｔｒｅｓｓ−ｌｉｍｉｔｅｄ）。これは、タービンＡＮ^２と一般に呼ばれる。与えられたロータスピードに関して、タービン流の速さは、翼の受風面積に制限される。仮にロータスピードが減少されない場合、環状区分面積は増加され得、そしてタービンは、より多くの質量を通過させ、多くのパワーを生成するよう設計される。これは、ガスタービンが、５０ヘルツ型、３０００ｒｐｍで回転する電気市場用として設計し、６０ヘルツ型（３６００ｒｐｍで回転する）市場用として設計される等価のガスタービンより大きな約４４％の最大パワー出力性能で設計される本質的な理由である。仮にガスタービンエンジンが、モジュール式部品を用いて設計される場合、極めて大きな量の空気がガスタービンの高圧部（芯部）に供給可能となるよう、低圧圧縮器とタービンを備える別の低圧システムは、より低いスピードで稼働するように設計される。

従来のＩＧＴにおいて、圧力比とタービン入口温度が増加するため、ＡＮ^２に関するサイズとスピード、並びに後段タービン翼に関する制限は、最終的に効率の下落を引き起こす。それに加えて、圧力比が増加するにつれて、圧縮器後端のサイズが減少するため、圧縮器効率は低下し始める。より高い圧力比において、エンジン中心線からの半径と比較して極めて小さい翼高が求められる。これは、高翼端隙間と二次的な流れ漏れ損失を引き起こす。本発明に係るツインスプール過給器付ＩＧＴは、２倍（ａ ｆａｃｔｏｒ ｏｆ ２）まで従来の大型ＩＧＴのフロー容積（ｆｌｏｗ ｓｉｚｅ）を増加することにより、これら従来のＩＧＴにおける問題点を解決する。通常、このフロー容積の増加は、タービンＡＮ^２制限のため不可能である。本発明の解決手段は、単一スプールから、最後段タービン翼が典型的な制限内でタービンを保持する低ＲＰＭ（毎分回転数）で設計されることを許容するダブルスプールへ切り替えることである。二つのスプールエンジンの従来型設計は、低スプールに発電機を設置して発電機のスピードを固定し、高ＲＰＭの高スプールエンジンを有するであろう。本発明のツインスプール過給器付ＩＧＴによって、発電機は、高スプールに設置され、可変スピード低スプールを有する。この設計は、多くの利点を提供する。低スプールは、グリッド周波数から解放されるため、同期より低いＲＰＭによって、ＬＰＴのＡＮ^２制限内での稼働を選択できる。他の主な利点は、固定低スプールスピード状態の機械に関して認識されるより大きなエンジン気流の減少及びパワー出力を許容する稼働中、低スプールＲＰＭが大きく低下することである。本発明のツインスプールターボ過給器付ＩＧＴは、４０％負荷で稼働する従来の単一スプールＩＧＴより高い１２％負荷での燃焼送出温度を維持する。本発明のツインスプール過給器付ＩＧＴにおいて、高圧圧縮器の入口案内翼を閉じることにより、パワーは減少される。低及び高圧圧縮器の空気力学的整合は、ＬＰＴへのフロー領域（面積）を減少する可変ＬＰＴ翼の使用で達成され、それにより、低スプールＲＰＭを減少する。

従来の単一スプールＩＧＴは、最大パワーの約４０％から５０％の低パワー設定の達成を可能とする。本発明のツインスプールターボ過給器付ＩＧＴは、最大パワーの約１２％の低パワー設定の達成を可能とする。この向上されたターンダウン性能は、可変発電源から電力グリッドに課される柔軟性の必要条件を考慮した大きな競争優位性を提供する。

図５において、スタック４１を有するＨＲＳＧ（熱回収蒸気発生器）４０が、ライン６４を介してガスタービン５２及び６１から排気ガスを取り込み、第二発電機３８を駆動するために双方接続される高圧蒸気タービン３６及び低圧蒸気タービン３７で使用されるための蒸気を生成するよう使用される。その排気は、最終的にスタック４１を介して送り出される。図５の破線６８は、高圧ガスタービンの排気から低圧ガスタービン６１を迂回してＨＲＳＧ４０へ直接接続することを示す。

高電力需要期間中、高圧圧縮器５１及び高圧ガスタービン５２を有する主エンジンは、パワーを起こすガスタービン５２の排気又は低圧圧縮器６２を駆動する低圧ガスタービン６１を用いて、発電機５５を駆動するよう稼働される。低圧ガスタービン６１からの排気は、その後、第二発電機３８を駆動する二つの蒸気タービン３６及び３７の駆動用蒸気を生成するようＨＲＳＧ４０に流れる。低圧圧縮器６２からの低圧圧縮空気は、高圧圧縮器５１の入口に向けて流れる。

低電力需要期間中、低圧ガスタービン６１及び低圧圧縮器６２は、低速で稼働し、高圧ガスタービン５２からの排気は、第二発電機３８を駆動し且つエンジンが高負荷状態で稼働する際、容易に再始動するためにＨＲＳＧの部品の高温状態を保持する二つの蒸気タービン３６及び３７用の蒸気を生成するため、低圧ガスタービン６１及びライン６４を介してＨＲＳＧ４０に向けて流れる。高圧圧縮器５１への流れは、最大フロー（流れ）の２５％まで減少される。そのため、主エンジン（５１，５２，５３）は、超低パワーモードに移行できる。従来の発電所は、最大負荷に対して４０％から５０％（圧縮器の入口案内翼を用いて）の低パワーモードを有する。本発明のターボ過給器付ＩＧＴエンジンは、高いパワー出力が求められる際、容易な再始動のために（高温ガス流を通過させることで）一時的に高い蒸気温度により発電所を高温に保持しながら、最大負荷の２５％まで下がることができる。中間冷却器６５はまた、低圧圧縮空気を冷却するため、水噴射（水注入）を含んでもよい。

フルパワーと最低パワー需要との間の部分パワー状況（ｐａｒｔ ｐｏｗｅｒ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ）において、中間のロータスピードで低圧圧縮器６２及び低圧タービン６１を稼働することが必要となり得る。エンジンの制御手段は、低圧圧縮器６２及び高圧圧縮器５１の定常稼働を確保する一方で、完全に閉鎖することなく低スプールロータスピードを減少させるために必要である。安全な制御戦略のない場合、圧縮器の部分パワーに関する航空力学的不整合が、安全性及び耐久性の懸案事項として避けるべき圧縮器のエンスト及び／又はサージを引き起こす。正しく航空力学的に整合させながら低ロータスピードの制御に関する従来の方法は、可変低圧タービン翼６３の手段による。部分パワー上場で可変低圧タービン翼６３を閉鎖することは、低圧タービン６１のフロー面積や流れ性能を減少させ、実質的に低圧スプール（６１，６２）の回転スピードの減少をもたらす。ロータスピードの減少は、部分パワーでの高圧圧縮器５１とより良い航空力学的な整合を提供する低圧圧縮器６２を通じる空気の流れを減少する。

図６の実施形態は、図５の実施形態と類似するが、高スプールの燃焼器５３に送り出される高圧タービン５２の静翼５６で使用される冷却空気の追加を伴う。本発明（図６）のパワーを提供する電気エネルギーの全体効率を高めるため、低圧圧縮器６２から送り出される圧縮空気のいくつかは、中間冷却器７１、モータ７３により駆動される圧縮器７２、ライン７５をそれぞれ通過し、高スピードスプールの高圧ガスタービン５２内の静翼７６を冷却するよう使用される。この冷却空気は、ライン７７を通過し、燃焼器５３の入口に送り出され、二つのガスタービン５２及び６１の駆動用の高温ガス生成のために燃料を燃焼させるよう、高圧圧縮器５１からの圧縮空気と混合される。冷却空気圧縮器７２により生成された圧縮量は、静翼７６を冷却することからの圧力損失を克服し、燃焼器５３に流れる十分な過圧力（ｏｖｅｒ−ｐｒｅｓｓｕｒｅ）を維持するのに十分である。中間冷却器７１を通さないＬＰＣ６２の流れは、高圧圧縮器５１の入口への通路に沿って任意の（選択的）中間冷却器６５を通過する。

図７の実施形態は、図６の実施形態に類似するが、高圧圧縮器５１及び高圧タービン５２の静翼７６に入る圧縮空気の冷却に使用される一つの中間冷却器６５のみを用いる。モータ７３によって駆動される冷却空気圧縮器７２は、燃焼器５３へ送り出すための高圧圧縮器の出口とおおよそ同じ圧力で燃焼器５３に流れるために十分な圧力を有し、静翼７６を通過するのに十分高く低圧圧縮器６２の圧力を増やすよう使用される。

図６及び図７のタスタービンエンジンの実施形態において、高圧タービン内の静翼を冷却するよう使用される圧縮空気は、燃焼器５３に向けて注入される。本発明の更なる実施形態において、拡散器１０１（図１０参照）が、高圧圧縮器５１の出口と、圧縮空気流を拡散する燃焼器５３の入口の間に配置される。拡散気流の境界層流（ｂｏｕｎｄａｒｙ ｌａｙｅｒ ｆｌｏｗ）を制御するため、高圧タービン５２の静翼返路１０４及び動翼返路１０５からの冷却空気は、燃焼器５３への流入に先立って高圧圧縮器８１からの圧縮空気と混合するため、拡散器１０１に向けて送り出される。図１０の実施形態において、静翼７６からの冷却空気１０７は、圧縮器８１から送り出された圧縮空気１０６と平行な方向に冷却空気流１０７を向ける拡散器１０１を包囲する外側プレナム（ｏｕｔｅｒ ｐｌｅｎｕｍ）１０２に向けて送り出される。同様の方法において、動翼からの冷却空気は、冷却空気１０７が圧縮器から送り出された圧縮空気１０６と平行に流れる内側プレナム（ｉｎｎｅｒ ｐｌｅｎｕｍ）１０３に向けて送り出される。二つのプレナム１０２及び１０３からの冷却空気１０７は、境界層の形成を防ぐため、圧縮器８１からの圧縮空気１０６の速さ以上の速さに加速される。

図１１は、静翼返路１０４及び動翼返路１０５からの冷却空気流がフィルム冷却孔１０８の配列を通り拡散器１０１に向けて送り出される拡散器１０１の第二実施形態を示す。

図８は、本発明に係るツインスプールターボ過給器付ＩＧＴの断面配置を示す。高圧タービン５２からの流れが損失なく低圧タービン６１にそのまま流れるよう、可変領域ノズルを有する低圧タービン６１は、高圧タービン５２出口の直後のフローケース内に設置される。ＬＰＴ６１からＬＰＣ６２へのロータ軸は、タービン高温ガスに関する排気及びＬＰＣ６２への空気入口を形成するケースを通過する。ＬＰＣ６２は、ＨＰＣ５１入口へのライン６７によって接続される。（ＨＰＣ５１及びＨＰＣ５２を有する）高スプールは、発電機５５を直接駆動する。

図９は、発電所が、発電機又は船舶用の圧縮器若しくはスクリュープロペラである負荷８５を駆動するよう使用可能である、本発明の実施形態を示す。図９の発電所は、前述の実施形態のような高スプール及び低スプールを含むが、非束縛軸（ｆｒｅｅ ｓｈａｆｔ：ＦＳ）を介して負荷８５を駆動するよう、ＨＰＴ８２からの排気により駆動される中間圧力動力タービン（ＩＰＰＴ）８４を有する。高圧圧縮器８１は、高スプールを形成するよう中間に設置される燃焼器８３を有するロータを介して高圧タービン８２に回転可能に接続される。低圧タービン９１は、低スプールを形成するよう低圧圧縮器９２に回転可能に接続される。ＬＰＴ９１は、可変入口案内翼又はノズル９３を含む。高圧圧縮器８１はまた、多重可変動翼（ｍｕｌｔｉｐｌｅ ｖａｒｉａｂｌｅ ｓｔａｔｏｒ ｖａｎｅｓ：ＶＳＶ）を有する。中間圧力動力タービン（ＩＰＰＴ）８４は、ＨＰＴ８２から下流側に直接設置され、低スプールのロータ軸の内側を通過する非束縛軸（ＦＳ）を介して負荷に回転可能に接続される。圧縮空気ライン６７は、ＬＰＣ９２の出口とＨＰＣ８１の入口に接続し、圧縮空気を冷却する中間冷却器６５を含んでもよい。ブースト圧縮器５６は、低スプール（９１，９２）が低速運転する際、ＨＰＣ８１へ低圧圧縮空気を供給するよう使用される。任意のＨＲＳＧ４０は、タービン排気を蒸気に変換し、高圧蒸気タービン３６及び低圧蒸気タービン３７（双方とも発電機３８を駆動する）を駆動するよう、ＬＰＴ９１排気に接続される。動力タービン８４及びＨＰＴ８２は、図８のＬＰＴ６１及びＨＰＴ５２のように、ケース内に互いに近接して設置される。仮にエンジンが船舶推進用に使用される場合、ＨＲＳＧは必要とされなくてもよい。

図９のツインスプールＩＧＴエンジンは、図５から図７の実施形態に関する同じ特質の多くを有する他の新規な配置を示す。しかしながら、機械的又は発電負荷スピードは、負荷に接続される低圧軸を介したガスタービンエンジン高圧軸スピードの独立稼働を行なうよう許容される。この独立負荷軸スピード（ｉｎｄｅｐｅｎｄｅｎｔ ｌｏａｄ ｓｈａｆｔ ｓｐｅｅｄ）の特質は、機械的負荷に関して通常最も重要である。非束縛軸８６は、部分負荷性能の向上及び１２％負荷に至る低ターンダウンのために減速するよう未だ非束縛状態である。注意すべきは、ＦＳがＨＰ軸に比べて低速且つ高半径で運転するため、低圧シャフトが非束縛軸（ＦＳ）の内径（ＩＤ）を通過することである。そのため、ＨＰ軸スピードは、この配置において、高いままとすることができる。

図９の発電所に関するオプションは、ＬＰＣ９２からＨＰＣ８１への全体の流れの中間冷却、ＨＰＴ８２への静翼を冷却するよう使用される圧縮空気のみの中間冷却、及び静翼の冷却に使用される冷却空気のみの中間冷却と別のブースト圧縮器を伴う冷却空気の過加圧（ｏｖｅｒ−ｐｒｅｓｓｕｒｉｚｅ）、を含む。全ての配置において、可変配置ＨＰＣ８１が、可変ＬＰＴ翼９３に伴うスピードの制御に使用される。

図１６は、二つの単一スプール産業用ガスタービンエンジン１１１の各々が、発電機１１２、及び第三発電機１１４を駆動するよう使用される蒸気を生成するよう、双方のエンジン１１１からの高温タービン排気を使用するＨＲＳＧ（熱回収蒸気発生器）１１３を駆動する、従来の電気生成のための複合サイクル発電所を示す。現在の最先端大型産業用ガスタービンは、根源的に産業の至る所で一貫し、長い期間良く役立った全体システム部品技術システム基本概念（ｏｖｅｒａｌｌ ｓｙｓｔｅｍ ｃｏｍｐｏｎｅｎｔ ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ ｓｙｓｔｅｍ ａｒｃｈｉｔｅｃｔｕｒｅ）を利用する。これら機械の機械的設計配置は、単純性、機能性、および有用性を重視したシステムに発展する。例えば、エンジンケースは、有用性のために、エンジンの二つ割の表側（ｔｏｐ ｈａｌｆ）が二つ割の裏側（ｂｏｔｔｏｍ ｈａｌｆ）から除去（移動）可能とされるよう、典型的にエンジン中心線に平行な長手方向に分割される。単純性に関して、圧縮器とタービンの双方を備えるタービンロータは、効率的に減少させる変速機なしに大量のパワーの移動を許容するよう、発電機に直接結合される軸の一端を有する単一軸から主に構成される。大型ヘビーデューティー産業用エンジンにおいて、産業用エンジンのパワー出力が変速機の能力を超えるため、変速機は使用できない。これらの要因により、ガスタービンは、６０ヘルツ型のＵＳ（米国）エンジンや５０ヘルツ型のヨーロッパエンジンのような局所的電力グリッドの同期スピードに等しい極めて特殊なロータスピードでほとんど稼働する。この実行は単純で機能的であるが、効率に影響する機械能力、操作性、性能、及びターンダウン（部分パワー）性能に関するトレードオフが生成される。

現在の最先端産業用ガスタービンエンジンの発展は、発電市場での広い実用性を見出したが、これら機械の効率は、その発展なしに受け入れられる工学的トレードオフのため、制限される。興味深いことに、航空機推進用のガスタービンエンジンの発展は、明らかに異なる方向を取った。そこで、重量、性能／効率、及び操作性が、ターボ機械に関する応用発展を成功させることの優先的設計意欲（ｄｅｓｉｇｎ ｄｒｉｖｅｒｓ）となった。効率向上のため、航空機エンジンは、産業用（ＩＧＴ）エンジンより高い圧力比で稼働するよう設計された。更に、航空ガスタービンシステムの大部分は多重軸を持ち、これにより、低圧部品（例えば、低圧圧縮器、低圧タービン）が、低スプールと呼ばれるものに属する。高圧圧縮器や高圧タービンのような高圧部品は、高スプールに属する。二つのスプールは、各スプールの効率を最適化するよう、異なるスピードで稼働する。ガスタービンエンジンにおける多重軸の使用は、部品及び全体効率を増加させ、パワー出力を増やし、性能整合を向上させ、操作性を向上させるという利点を生み出す。後者は、エンジン及び部分パワー性能の双方の反応性に関して現れる。

本発明のツインスプールターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンは、現在の最先端エンジンに関する多くの利点を提供する。ガスタービンの部品をモジュール式システムに分けることにより、各々は、統合システム内の最大性能を提供するよう個別に最適化される。加えて、相当なパワー出力及び操作性の改善が得られる。

一例において、ガスタービンの効率は、モジュール式部品を用いることで増加する。ガスタービンの効率は、全体の圧力比に大きく依存することが知られている。既存のＩＧＴは、最適効率が圧縮器の低及び高圧力領域で同時に達成されない（双方が同じスピードで稼働している間）ため、最大の圧縮器圧力比に制限される一方で、低及び高圧圧縮器が、各々、自身の最適ロータスピードで稼働することを許容する配置は、抑制された現在の全体圧力比障壁を超えることを可能にするであろう。加えて、低及び高圧システムを分離することは、部品効率と性能整合の向上を可能とする。例えば、既存のＩＧＴにおける回転翼先端及び固定式外側側板又は環状区分の間の隙間のような、回転式及び非回転式の金属製品間の隙間は、低圧システムの部品サイズに起因して比較的大きくなければならない。本発明の構成において、高圧システム内の隙間は、効率と性能を向上させるために減少され得る。

他の例において、本発明に係るターボ過給器付ＩＧＴエンジンの部品技術は、エンジンがターンダウン又は部分パワーにおいてより高い効率を供給するため、より操作可能なシステムをもたらし、エンジンの反応性を向上させる。更に、このモジュール操作可能な配置は、従来の大型ヘビーデューティーＩＧＴから利用可能な他のものと比べて、ターンダウンのより大きなレベルを許容する。太陽光や風力のような間欠的な電源が全体容量に対する割合を増やすときの電気グリッドに課される要求を考慮する際、これは重要である。

別の他の例において、従来の大型ヘビーデューティーＩＧＴのパワー出力及び質量流は、最後段タービン動翼の適するサイズに制限される。最後段タービン動翼の長さは、受風面積（Ａ）及びロータスピード（Ｎ）の平方の積によって応力的に制限される。これは、本技術分野においてタービンＡＮ^２と呼ばれる。所与のロータスピード（Ｎ）に関して、タービン流速さは、最後段翼の受風面積（Ａ）によって制限される。仮に、ロータスピード（Ｎ）が減少する場合、アニュラス（環状）面積は増加し、その後、タービンは、より多くの流れを通過させ、より多くのパワーを生成するよう設計され得る。これは、５０ヘルツ（３０００ｒｐｍ）型市場用に設計されるガスタービンが、６０ヘルツ（３６００ｒｐｍ）型市場用に設計される等価のガスタービンより大きい約４４％の最大パワー出力性能を持って設計される本質的な理由である。仮にガスタービンエンジンは、モジュール式部品を用いて設計され得る場合、低圧圧縮器とタービンを備える別の低圧システムが、極めて大量の空気流をガスタービンエンジンの高圧部（芯部）に供給することを許容するために低速で稼働するよう設計され得る。

従来のガスタービンエンジンの設計において制限が存在する。圧力比及びタービン入口温度が増加するに従い、最後段タービン動翼に関するサイズ及びスピード、ＡＮ^２の制限が、最終的に効率の低下をもたらす。加えて、圧力比の増加につれて、圧縮器効率が、高い損失をもたらす圧縮器後端サイズの減少にため、低下し始める。段毎の効率的な空気力学的仕事の主要因は、高い翼回転スピードに伴い向上する。これは、空気力学の技術者が、比較的高い半径配置を保持しようとしたことを意味する。高圧比において、これは、エンジンの中心線からの半径に比べて非常に小さい翼高をもたらす。これは、高い翼端隙間及び高い二次的流れ漏れ損失をもたらす。

高いエンジン効率は、より高い高圧比と、より高いタービン入口温度によって得られる。最初の障害は、より高い高圧比のためのサイズ効果に起因する部品効率の減少である。本発明のＩＧＴエンジンは、２倍近い典型的な大型ＩＧＴのフロー容積の増加によるこの問題を解決する。通常、このフロー容積の増加は、タービンＡＮ^２制限のため不可能である。本発明の解決手段のＩＧＴエンジンは、単一スプールエンジンから、低スプールが高スプール内を回転しない独立稼働の二つのスプール能力を持つデュアルスプールエンジンへ切り替えるものである。これは、制限内でタービンを保持する低ＲＰＭで設計される最後段翼を可能にする。デュアルスプールエンジンの従来設計は、低スプールに発電機を設置し、そのスピードを固定し、より高いＲＰＭの高スプールエンジンを有する。本発明のＩＧＴエンジンは、この従来技法に反対し、高スプールに発電機を設置し、可変スピード低スプールを有する。この配置は、多くの利点を提供する。低スプールは、グリッド周波数から解き放たれるため、同期より低いＲＰＭは、ＬＰＴのＡＮ^２制限内の稼働を許容するよう選択され得る。他の主な利点は、低スプールＲＰＭが、エンジン空気流の非常に大きな減少を許容する稼働中、大きく低下し、固定された低スピードスプールを持つ機械に関して実現され得る。本発明のＩＧＴエンジンは、４０％負荷で稼働する従来の単一スプールＩＧＴエンジンに比べて、１２％負荷でより高い燃焼送出温度を維持し得る。ＨＲＳＧがＩＧＴ出口からＨＲＳＧ１１３の入口に導く排気ダクトの小規模な修正（ＨＲＳＧ自体の改良とは考えられないような）を除く改良を要求しないため、新エンジンのタービン排気温度が二つの旧型エンジンのタービン排気温度と有意に同じである本発明の一つのタービンエンジン１２１を有する二つの従来のＩＧＴエンジン１１１を交換することによって、本発明（図１７）のより高い効率及びより強力なＩＧＴエンジンは、図１６に示されるような既存の複合サイクル発電所を改良するよう使用され得る。そのため、ＨＲＳＧシステム自体のいずれの改良も、新ターボＩＧＴエンジンに関して求められない。今日知られる最も大きい産業用ガスタービンエンジンは、６０ヘルツ用で３５０ＭＷの最大パワー出力を持ち、５０ヘルツエンジン用で７００ＭＷの最大パワー出力を持つ。本発明のターボＩＧＴエンジンは、６０ヘルツエンジン用で７００ＭＷを超えるパワー出力を生成でき、５０ヘルツエンジン用に１０００ＭＷを超えるパワー出力を生成できる。本発明のターボＩＧＴエンジン１２１は、より大きなプラント効率が可能となると同時に、従来のＩＧＴエンジン１１１の各々の二倍以上の流れを有し、従来エンジン１１１の一つと同じ費用で、一つの新エンジンが、二つの旧型エンジンを交換するよう使用される。改良において、エンジン１２１からのタービン排気は、ＨＲＳＧ発電機１１４を駆動する蒸気を生成するため、ＨＲＳＧに向けられる。組み込まれる新タービンＩＧＴエンジン１２１と除去される二つの旧型ＩＧＴエンジン１１２により、新発電機は、新エンジン１２１の出力パワーと同様の範囲で電力を生成するよう組み込まれる。他の実施形態において、費用を抑えるため、二つの旧型発電機１１２は、再利用され、単一の新エンジン１２１により駆動されるよう連続して接続されてもよい。

図２７は、図９の実施形態に示されるようなタービンの静翼に供給される圧縮空気冷却用の中間冷却器６５を必要としない本発明のツインスプールターボ過給器付ＩＧＴを示す。動力タービンは、図１６に示される従来のツインスプール航空エンジンとは対照的に、発電機５５を駆動する主のコアエンジン１２１の独立的回転を稼働する。双方の圧縮器を駆動するよう、燃焼器からの高圧ガス流が、双方のタービン（高スプールが低スプールの周囲を回転する。）を通過するため、高圧スプール及び低圧スプールは、共に稼働する（図２６の航空エンジン）。本発明に係るツインスプールターボ過給器付ＩＧＴにおいて、主のコアエンジン１２１（発電機５５を駆動する高スプール）が定速で稼働できる一方、低圧スプール１２２は、異なるスピードで稼働できる（低スプールが、高スプール内を回転しないためである。）。

図１８は、二流式圧縮器を用いる本発明に係る発電所の実施形態の説明図である。主エンジンの高圧タービン５２は、外側流路から分離されるがこれと同心的な内側流路を有する二流式圧縮器１３０を駆動し、外側流路は静翼を冷却するために静翼に導かれる一方、内側流路は燃焼器に向けて導かれる。低スプール圧縮器６２からの圧縮空気は、圧縮器１３０の内側流路へ向けて流れる主流６７と、冷却を提供する中間冷却器６５を通じて流れる小流１３１（約２０％）に分割される。この小さく冷却された圧縮空気流は、その後、圧縮器１３０の外側流路に向けると共に、静翼の冷却を提供するため、タービン５２の静翼の一つ以上の列へ流れる。その後、冷却空気は、燃焼器に向けて送り出される。静翼冷却に使用される、低スプール圧縮器６２からの冷却空気は、更に圧縮され、静翼を十分に冷却するために冷却されなければならず、静翼を通過し、その後燃焼器へ流れるのに十分な圧力を有する。二流式圧縮器１３０により、別の圧縮器が、静翼冷却用に使用される低スプール圧縮器からの空気を更に圧縮するために必要でない。

図１９は、本発明の二流式圧縮器の実施形態を示す。動翼はロータ１４１から伸び、静翼１４５は固定子又はケースから伸びる。各動翼は、内側翼１４２と、内側及び外側翼によって形成される二つの流路を分離する側板１４３を有する外側翼１４４を含む。各静翼はまた、内側空気流路を外側空気流路から分離する側板を含む。翼の多数の段は、所望の圧力に空気を圧縮するよう使用される。

図２０において、第二圧縮器は、空気を更に圧縮するよう使用される。ロータは、内側流路の第一動翼１５２と、外側流路の第二圧縮器翼１５１を含む。タービン静翼冷却が、静翼から燃焼器へ戻る冷却空気を放出するために十分な残留圧力を持って実行できるため、この実施形態の第二圧縮器翼１５１は、内側流路内の圧力を超えて外側流路の圧力を増やすことができる遠心圧縮器である。第一及び第二圧縮器は、同じロータに接続され、そのため共に回転する。全圧縮空気流の約２０％が、タービン内の静翼の冷却用に使用されるため、圧縮器を通る全流の２０％が外側流を流れるよう、図１９及び図２０の実施形態内の外側流路は、より小さい。

図２１は、２０％の小流路が内側流路に沿って流れる（導かれる）本発明に係る二流式圧縮器の実施形態を示す。内側流路に沿った小空気流を通すことは、ロータの冷却を提供する。図２１の実施形態において、内側流路からの冷却空気がタービン静翼の冷却に使用され、内側流路は外側流路より高い圧力でなければならないことから、内側流路は、動翼及び静翼を伴って、外側流路より更に後部に伸びる。

図２２は、一つの大翼１４２がロータ１４１から伸びる（ロータ１４１は、側板１４３から伸びる多数の小翼１４４を持つ）ような、二流式圧縮器で使用される動翼の実施形態を示す。外側流路はより小さいため、多くの翼は、空気を圧縮するための各段用に使用され得る。この翼は、図１９及び図２０の二流式圧縮器において使用されるであろう。

図２３は、小翼１４４が内側流路にあり、大翼１４２が外側流路にある、図２１の二流式圧縮器で使用される翼の実施形態を示す。側板１４３は、前記二つの流路を隔てる。多重翼１４４は、通路アスペクト比（ｐａｓｓａｇｅ ａｓｐｅｃｔ ｒａｔｉｏｓ）が小さくなりすぎることを避けるため、小流路で使用される。例えば、一つ以上の翼１４４が使用される。図２３の実施形態は、小翼１４４が径方向外側に設置される大翼１４２を支持しなければならない問題に悩まされる。仮に、小翼が大外側翼を構造的に支持できる場合、この実施形態は、静翼の冷却に使用される圧縮空気が更なるロータの冷却用にロータに沿って流れることを許容するであろう。図２３の実施形態において、一つ以上の翼１４４が使用できる。

図２４は、タービン翼用の冷却空気が、圧縮器による送出圧力と同じ圧力で燃焼器に送り出されるために、翼より下流のブースト圧縮器によって圧力を高められる、本発明に係るターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの他の実施形態を示す。低圧圧縮器６２からの圧縮空気は、主の迂回流６７に取り出され、圧縮空気の温度を下げる中間冷却器７１を通過する。より低温の圧縮空気の圧力は、その後、モータ７３によって駆動される第一冷却空気圧縮器７２により、高温タービン５２の静翼７６のようなタービン翼を冷却するのに適する圧力まで高められる。冷却空気は、流れラインＡに沿って冷却空気圧縮器７２から静翼７６に向けて流れる。使用済みの冷却空気は、圧縮空気が燃焼器５３に送り出される高圧圧縮器５１の出口圧力と実質的に整合する圧力となるように圧力を高めるため、その後、静翼７６から第二冷却圧縮器１３２を通過する。タービン翼７６からの使用済み冷却空気は、冷却空気圧縮器１３２への導入に先立ち、中間冷却器１３３を用いて冷却される。図１８の実施形態を伴い、空気冷却翼７６を通過する圧縮空気圧は、翼を冷却するのに十分高める必要はなく、燃焼器５３に送り出すのに十分高める必要もない。これは、より高い圧力の密閉を求めるであろう。加えて、低い圧力密閉（ｌｏｗｅｒ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｓｅａｌｓ）が使用されるよう、空気冷却翼を通過した後、空気を冷却する追加の圧力が加えられる。

タービン翼用冷却空気が、高圧圧縮器５１（低圧圧縮器６２の代わりに）から取り出され、その後、冷却を提供するために冷却通路１３４及び静翼７６の列のようなタービン翼を通過し、モータ１３１によって駆動される冷却空気圧縮器１３２によって、燃焼器５３へ送り出すために必要な高圧力まで使用済み冷却空気の圧力が高められることを除き、図１８の実施形態に類似のターボ過給器付産業用ガスタービンエンジンの他の実施形態を、図２５は示す。タービン翼７６からの使用済み冷却空気は、冷却空気圧縮器１３２への導入に先立ち、中間冷却器１３３を用いて冷却される。図１９の実施形態を伴い、高圧が冷却翼７６から下流に生じるため、冷却空気通路内の密閉は、低い圧力密閉であってもよい。

図２８は、改良の装置及びプロセスと、効率向上のためにタービン翼冷却システムがエンジンに加えられる産業用ガスタービンエンジンを示す。産業用ガスタービンエンジンは、電力生成用の発電機１６５を駆動する高圧ガス流生成用の燃焼器１６３を有するタービン１６２によって駆動される圧縮器１６１を含む。圧縮空気は、圧縮器１６１から取り出され、冷却用の中間冷却器１６６を通過する。冷却された圧縮空気は、その後、圧縮器１６１からの送出圧力の約１．１倍の比まで圧力を高めるよう、ファン又は圧縮器１６７を通過する。ファン１６７からの圧縮空気は、その後、冷却空気ライン１６９及び翼１６４の冷却回路（ｃｏｏｌｉｎｇ ｃｉｒｃｕｉｔ）に向けて通され、使用済み冷却空気は、圧縮器１６１の排出と共に、燃料を用いて燃焼されるよう、燃焼器１６３に向けて送り出される。ファン１６７が、仕事をせず、又はエンジンの起動時の場合、フローバルブ１７０を持つ迂回ラインが、ファン１６７を迂回するよう使用され、圧縮器１６１からの圧縮空気をタービン１６２の翼冷却回路１６４に直接通すよう使用される。下流圧力が上流圧力より高くない場合、フローバルブ１７０は、通常開状態であり、ファン１６７が圧縮器１６１の出口から圧縮空気を加圧しないことを示す。ファン１６７が稼働する際、フローバルブ１７０からの下流圧力は上流圧力より高くなり、圧縮器１６１からの全ての取り出し空気が中間冷却器１６６及びファン１６７を介すると共に翼１６４の冷却回路に向けて通されるよう、フローバルブ１７０は閉められる。

図２９は、産業用エンジンとして図２８に示されるものと類似の航空ガスタービンを改良するための装置及びプロセスを示す。冷却空気は、圧縮器から取り出され、圧縮器出口に比べて約１．１倍の圧力比にまで更に圧縮されるよう中間冷却器やファンを通過し、タービン翼を冷却するよう使用される。タービン翼からの使用済み冷却空気は、その後、燃料を用いて燃焼されるよう燃焼器に送り出される。

本発明の旧型産業用ガスタービンエンジンを改良するための他のプロセスは、開ループ冷却システムを有する旧型エンジンに閉ループ冷却システムを加えることである。発電用の典型的な従来の産業用ガスタービンエンジンは、動翼及び静翼の第一及び第二段のような冷却されたタービン翼を有する。これらの翼用冷却空気は、圧縮器の出口から取り出され、その後、動翼及び静翼内の冷却回路を通る。これらの翼の各々は、タービンを通過する高温ガス流に使用済み冷却空気を送り出すフィルム冷却孔（ｆｉｌｍ ｃｏｏｌｉｎｇ ｈｏｌｅｓ）の多数の列を有する。そのため、冷却空気を加圧するための圧縮器による作業内容（ｗｏｒｋ ｄｏｗｎ）は、エンジンにおける損失である。これらの翼へ冷却を提供するため、静翼は、全圧縮器送出の１５％に至るまで高めることができる。また、タービン内に形成されるホットストリーク（ｈｏｔ ｓｔｒｅａｋ）のため、各翼が、同量の冷却空気流を受けるよう設計されることから、翼の幾つかは、過冷却される。これは、ホットストリークに曝露された静翼が適切に冷却されたことを確認する理由である。そのため、従来エンジンの開ループ冷却設計は、高温ガス流への冷却空気の送出を伴う静翼の冷却において多くのエネルギーを消費する。

本発明によるＩＧＴエンジンの改良において、動翼は、従来のシステムのままとし、従来のシステムに従って冷却される。しかしながら、冷却空気を翼へ流し、翼内の選択面に衝突させ、タービンの高温流へ送出することなく翼に流れ出すような、衝突冷却挿入（ｉｍｐｉｎｇｅｍｅｎｔ ｃｏｏｌｉｎｇ ｉｎｓｅｒｔｓ）を有する新しい翼に、静翼は交換される。閉ループ冷却回路をこれらの薄い翼壁に形成することが難しいため、冷却空気の幾つかは、翼の後縁部分の周囲のような高温ガス流に向けて送り出される。そのため、第一及び第二段静翼でさえ、閉ループ冷却回路に交換される。静翼用の冷却空気は、圧縮器送出流から取り出され、圧縮空気を冷却するよう中間冷却器を通過する。その後、冷却空気圧縮器又はファン（冷却空気が、静翼閉ループ冷却回路を通り、燃焼器に送出するのに未だ十分な圧力を有するよう、主の圧縮器送出圧の約１．１倍まで圧力を高めるファン）を用いて、冷却された圧縮空気の圧力は高められる。そのため、静翼は、冷却空気を用いて冷却される。冷却空気は、加熱され、その後、圧縮エネルギーが消費されるタービンの高温ガス流に送り出される代わりに、燃焼器に向けて送り出される。

本発明は、特に上記に示され記述されたことに制限されないよう、当業者によって十分理解され得る。加えて、上記に反対する言及がなされない場合、添付の図面の全ては、正確な縮尺ではないことに留意すべきである。種々の改良及び変化が、本発明の範囲と主旨から離れることなく上記教示に照らせば可能であり、続くクレームによってのみ制限される。

ガスタービン１３の排気は、熱回収蒸気発生器（ＨＲＳＧ）４０で蒸気を生成するために使用される。ＨＲＳＧ４０は、第一発電機３５の駆動用の高圧タービン３６に供給される高圧（ＨＰ）蒸気４２を生成する。ＨＲＳＧ４０はまた、ＨＰタービン排気から、第二発電機３８を駆動する低圧（ＬＰ）タービン３７に向けられるＬＰ蒸気に混合される低圧（ＬＰ）蒸気４３を生成する。ＨＲＳＧ４０での使用後、スタック４１は、タービン排気を送り出す。濃縮器３９は、ＬＰタービン３７から、その後ＨＲＳＧ４０又は中間冷却器３３に流れ込む水に送り出される蒸気を濃縮する。ＨＲＳＧ４０からのＬＰ蒸気と共にＬＰタービン３７の入口に流れる低圧（ＬＰ）蒸気を生成する低圧圧縮器３２から送り出される圧縮空気を冷却するよう、中間冷却器３３に向けて流れる前記水が使用される。結果として、高圧圧縮器３４からの圧縮空気は、中間冷却器の使用のない状態より低い温度を有し、そのため、タービン翼１６の冷却が改善される。タービン翼１６からの冷却空気は、その後、燃料と共に燃焼され、タービン１３用の高温ガス流を生成するよう、燃焼器１２に向けて送り出される。

図６の実施形態は、図５の実施形態と類似するが、高スプールの燃焼器５３に送り出される高圧タービン５２の静翼７６で使用される冷却空気の追加を伴う。本発明（図６）のパワーを提供する電気エネルギーの全体効率を高めるため、低圧圧縮器６２から送り出される圧縮空気のいくつかは、中間冷却器７１、モータ７３により駆動される圧縮器７２、ライン７５をそれぞれ通過し、高スピードスプールの高圧ガスタービン５２内の静翼７６を冷却するよう使用される。この冷却空気は、ライン７７を通過し、燃焼器５３の入口に送り出され、二つのガスタービン５２及び６１の駆動用の高温ガス生成のために燃料を燃焼させるよう、高圧圧縮器５１からの圧縮空気と混合される。冷却空気圧縮器７２により生成された圧縮量は、静翼７６を冷却することからの圧力損失を克服し、燃焼器５３に流れる十分な過圧力（ｏｖｅｒ−ｐｒｅｓｓｕｒｅ）を維持するのに十分である。中間冷却器７１を通さないＬＰＣ６２の流れは、高圧圧縮器５１の入口への通路に沿って任意の（選択的）中間冷却器６５を通過する。

Claims (9)

1. 複合サイクル発電所を改良するためのプロセスであって、発電所は、第一の発電機を駆動する第一の産業用ガスタービンエンジンと、第二の発電機を駆動する第二の産業用ガスタービンエンジンとを有し、発電所は、第三の発電機を有する熱回収蒸気発生器を有し、前記プロセスは、以下のステップを含む：
   複合サイクル発電所から第一の産業用ガスタービンエンジンを取り除くステップ；
   複合サイクル発電所から第二の産業用ガスタービンエンジンを取り除くステップ；
   複合サイクル発電所に第三の産業用ガスタービンエンジンを導入するステップであって、第三の産業用ガスタービンエンジンのパワー出力は、第一及び第二の産業用ガスタービンエンジンの複合されたパワー出力以上であり、熱回収蒸気発生器に改良を必要としないよう、第三の産業用ガスタービンエンジンの排気温度は、第一及び第二の産業用ガスタービンエンジンの各々と実質的に同じである。
2. 請求項１に記載の複合サイクル発電所を改良するためのプロセスであって、
   前記複合サイクル発電所は、６０ヘルツ型発電所であり、
   前記第三の産業用ガスタービンエンジンは、少なくとも５００ＭＷのパワー出力を有する。
3. 請求項１に記載の複合サイクル発電所を改良するためのプロセスであって、
   前記複合サイクル発電所は、５０ヘルツ型発電所であり、
   前記第三の産業用ガスタービンエンジンは、少なくとも７５０ＭＷのパワー出力を有する。
4. 請求項１に記載の複合サイクル発電所を改良するためのプロセスであって、
   前記第一及び第二の産業用ガスタービンエンジンの各々は、前記６０ヘルツ型発電所に関して３５０ＭＷ未満のパワー出力を有する。
5. 請求項１に記載の複合サイクル発電所を改良するためのプロセスであって、
   前記第一及び第二の産業用ガスタービンエンジンの各々は、前記５０ヘルツ型発電所に関して５００ＭＷ未満のパワー出力を有する。
6. 請求項１に記載の複合サイクル発電所を改良するためのプロセスであって、更に以下のステップを含む：
   前記第一及び第二の発電機を取り除くステップ；
   前記第三の産業用ガスタービンエンジンによって駆動される第四の発電機を導入するステップ。
7. 発電所用の産業用ガスタービンエンジンであって、
   高圧タービンによって駆動される高圧圧縮器と、燃焼器とを有する高スプールと、
   前記高スプールによって駆動される発電機と、
   低圧圧縮器と低圧タービンを有する低スプールであって、前記低スプールは、高スプール内で回転するものでなく、
   低圧圧縮空気を前記高圧圧縮器へ供給するために、前記低圧圧縮器を前記高圧圧縮器に接続する主の圧縮空気ラインと、
   前記高圧タービンにおける空気冷却静翼の列と、
   前記主の圧縮空気ラインと前記燃焼器への送出出口とに接続された入口を有する、前記静翼の列のための冷却空気回路と、
   前記冷却空気回路に設置される第一の中間冷却器と、
   前記冷却空気回路における前記中間冷却器から下流に設置される第一のブースト圧縮器と、
   前記冷却空気回路における前記空気冷却タービン翼から下流に設置される第二の中間冷却器と、
   前記冷却空気回路における前記第二の中間冷却器から下流に設置される第二のブースト圧縮器と、
   冷却されるために前記第一の中間冷却器を通り、その後、前記空気冷却タービン翼を通るために冷却空気圧を高める前記第一のブースト圧縮器を通り、その後、冷却されるために前記第二の中間冷却器を通り、その後、前記第二のブースト圧縮器を通り、その後、燃焼器に送出される、前記空気冷却タービン翼用の冷却空気と、
   を備える発電所用の産業用ガスタービンエンジン。
8. 発電所用の産業用ガスタービンエンジンであって、
   高圧タービンによって駆動される高圧圧縮器と、燃焼器とを有する高スプールと、
   前記高スプールによって駆動される発電機と、
   低圧圧縮器と低圧タービンを有する低スプールであって、前記低スプールは、高スプール内で回転するものでなく、
   低圧圧縮空気を前記高圧圧縮器へ供給するために、前記低圧圧縮器を前記高圧圧縮器に接続する主の圧縮空気ラインと、
   前記高圧タービンにおける空気冷却静翼の列と、
   高圧圧縮器に接続される入口と、燃焼器に接続される出口とを有するタービン翼冷却回路と、
   前記タービン翼冷却回路における空気冷却タービン翼から下流に設置される中間冷却器と、
   前記タービン翼冷却回路における前記中間冷却器から下流に設置されるブースト圧縮器と、
   前記高圧圧縮器から取り出され、冷却用に前記タービン翼を流れ、その後、冷却用に前記中間冷却器を流れ、その後、冷却空気の圧力を高めるために前記ブースト圧縮器を流れ、その後、燃焼器に送出される、空気冷却される前記タービン翼用の冷却空気と、
   を備える発電所用の産業用ガスタービンエンジン。
9. ガスタービンエンジンを改良するプロセスであって、前記ガスタービンは、タービンによって駆動される主の圧縮器と、前記タービンを駆動する高温ガス流を生成する燃焼器と、開ループ冷却を用いて空気冷却される静翼の段を有する前記タービンと、を備え、前記プロセスは、以下のステップを含む：
   前記タービンからの前記開ループ冷却を有する静翼の段を取り除くステップと、
   前記タービン内の閉ループ冷却を有する静翼の段を導入するステップと、
   前記エンジンに中間冷却器を付け加えるステップと、
   前記エンジンに冷却空気ブースト圧縮器を付け加えるステップと、
   前記主の圧縮器からの圧縮空気が、前記中間冷却器を通過し、その後、冷却提供のため、前記静翼の段を通過するのに十分な圧力に前記ブースト圧縮器によって更に加圧され、その後、燃焼器に流れるよう、前記静翼冷却回路を改良するステップ。

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