JPH0278736A - ガスタービン設備 - Google Patents

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】 産業上の利用分野 本発明は、ガスタービン圧縮機に投入する空気の冷却に
適用されるガスタービン設備、殊にその設備に付設する
冷凍機に関する。しかしながら、本発明はこれに限らず
過給機付エンジンにも適用できるものである。

従来の技術 このような従来の一般的なガスタービン設備の構造組成
を、第７図（ａ）、　（ｂ）に基づき説明すると、１は
圧縮機、２は燃焼器、３はガスタービン、４は発電機、
５は冷却空気冷却器及び６は排熱ボイラであって、特に
ガスタービンを運転する際の作動流体の流動状況におい
て、圧縮機１入口の（燃焼用）空気ラインｌａから導入
された空気（吸気）ａはその圧縮機内で昇圧する。

このとき圧縮機ｌは、濾過（必要に応じて消音装置で消
音）された空気ａを吸込むこととなる。

昇圧した燃焼用空気すと燃料Ｃは燃焼器２内に投入され
て、その空気すの流れに燃料Ｃを直接噴射し、高温の燃
焼ガスｄを発生させてタービン３の必要な入口温度を確
保する。そして、タービン翼、ロータ（図示せず）が燃
焼ガスｄの膨張作用により回転し、タービン３に直結し
た発電機４を駆動する。

この場合、タービン翼やロータを空気冷却する際には、
タービン段落に見合った圧力の一部の圧縮空気ａ′を圧
縮機の中間段から抽気し、冷却空気冷却器５で所定の温
度に調整し、冷却空気ｅとしてタービン３部に投入する
。

そして、（ａ）図におけるシステムの場合には、タービ
ン３で動力回収した後、タービン排気ｆを煙突７から系
外（大気）に放出する。

また、（ｂ）図におけるシステムの場合には、タービン
３の後流に排熱ボイラ６を設置することにより、ガスタ
ービン排気ｆから更に熱回収を行い、温度の低下したボ
イラ排気ｇを煙突７から系外に放出することとなる。

発明が解決しようとする課題 以上述べた従来のガスタービン設備は、しかし、次のよ
うな問題があった。

第８図には吸気温度１５℃、定格出力における設計基準
値を１００％と、して相対的に表示した、ガスタービン
３における各種の性能特性が示されており、即ち夫々（
ａ）は吸気流量、（ｂ）はガスタービン出力、（ｃ）は
ガスタービン効率の特性であって、これらを各縦軸に、
そして吸気温度（℃）を各横軸に取ったものである。ま
た、（ｄ）はガスタービン部分負荷効率の特性を示して
おり、ガスタービン効率を縦軸に、ガスタービン負荷を
横軸に取ったものである。

これらの性能特性から、次の相関関係が導き出される。

即ち、 ガスタービン出力はタービン３の入口温度一定運転にて
圧縮機の空気吸込流量（タービン通過ガス量）の多いも
のほど高くなる。

このことは、主に「一定回転数運用（発電用）では段落
を流れる流体の容積流量（つまり流速）がほぼ一定に保
たれる」という、主に軸流機械の特徴によっている。

しかして、逆に吸気温度が高いほど圧縮機ｌの空気吸込
流量が減少することにより、ガスタービン出力・効率は
低下するという不都合がある。

ここで、いずれの特性（ａ）〜（ｄ）の場合にも「吸気
温度の高いガスタービンはどその出力・効率が悪い」と
いう傾向をもつことがわかるが、この現象の基本的な原
因は、前述の如＜（ａ）における吸気温度の増加に対し
て吸気流量が減少することであり、他の特性（ｂ）〜（
ｄ）については（ａ）の特性によって派生したものであ
る、と考えることができる。

そこで、ガスタービン３の出力・効率を向上させる対策
として、タービン入口温度を高め、っまり燃焼ガスｄの
温度を高めるよう、図にも示す如く定格点Ａに対してピ
ーク運転点Ｐにて運転することが行われる。

ところが、実際にはタービン材料強度上、寿命上短時間
の運転に限られてしまい、ベースとして連続運転を行う
ことが困難である。

課題を解決するための手段 本発明は、このような従来の課題を解決するために、ガ
スタービン設備において、ガスタービン圧縮機の空気ラ
インに熱交換器を設け、該熱交換器の冷却媒体として冷
凍機からの低温流体を供給するようにしたものである。

作用 このような手段によれば、ガスタービン圧縮機の空気ラ
インに、吸気冷却器、蒸発器等からなる熱交換器を設け
て、冷却媒体として冷凍機からの低温流体、即ちその冷
凍機が吸収式冷凍機であれば主に冷水を、またターボ式
冷凍機であれば冷水又はブラインを前記熱交換器に流す
ので、空気ラインを流れる空気の温度を低下させ所定の
温度に調整することができる。

実施例 以下第１〜６図を参照して、本発明の実施例について詳
述する。なお、これらの図において第７及び８図と同一
の部分には同一の符号を付して、その詳細な説明は省略
する。

しかして、本発明によれば、ガスタービン圧縮機ｌの空
気ラインｌａには、大略、冷却空気冷却器或いは後述す
る冷媒蒸発器（管）等の各種の熱交換器が設けられてい
る。

即ち、第１図（ａ）　（ｂ）にその基本的な熱交換器の
種類と配置を示しており、空気ラインｌａの途中には吸
気温度低減用の吸気冷却器８［第１図（ａ）参照］が設
けられ、またこの吸気冷却器８の後流には必要に応じて
、重ね合わせた網目や邪魔板等に空気を通し、その空気
中の水分を除去するデミスタ９［第１図（ｂ）参照］が
設けられている。

この場合、吸気冷却器８並びにデミスタ９の使用（組合
せ）に関しては、第１表に適合する条件に対応して設定
されるものとする。

第　　１　　表 なお、本発明によれば、このような熱交換器の配置は空
気ライン１ａのみに限定されるものではなく、圧縮機１
入口やその中間段の夫々一部又は全部に設置されて良い
。

一方、この熱交換器へは、冷却媒体として低温流体が供
給されるよう、後述する吸収式又はターボ式冷凍機がガ
スタービン設備に併設されている。

即ち、まず吸気冷却器８他熱交換器に供給する冷却流体
の種類は、吸気の目標（設定）温度の温度制御の観点か
ら、第２表の如くに分類される。

第　　２　　表 次に、前記各冷凍機のガスタービン設備空気ラインへの
配置について述べる。

項目（１）　　吸収式冷凍機について 第２図（ａ）〜（ｃ）には夫々吸収式冷凍機のガスター
ビン設備との組合せを示しており、（ａ）に示す第１実
施例としては蒸気又は温水吸収式冷凍機を使用した場合
であって、この冷凍機は、主に冷水が冷却媒体となって
いるため、大略、冷却水入口ラインｌｏａ及び出口ライ
ン１０ｂを有する凝縮器ＩＯ１冷水（冷却媒体）ｈを蒸
発させる蒸発器１１、この蒸発器１１で蒸発した水蒸気
ｉを溶媒、即ち濃溶液ｊに吸収させる吸収器１２、及び
冷水（水蒸気）を吸収した希溶液ｋを加熱・蒸発させて
再度濃縮し、前記濃溶液ｊに再生させる再生器１３から
構成されている。

そして、図中、符号１４ｈは冷媒循環ライン、Ｌ４ｆは
冷媒蒸気循環ライン、１４ｊは濃溶液もどりライン、１
４には希溶液循環ライン、１４１２は冷媒蒸気Ｑのもど
りラインを夫々示し、これらで一つのサイクルが形成さ
れている。

このような基本的なサイクルを有する吸収式冷凍機では
、その冷凍機の熱回収部である蒸発器１１が前記吸気冷
却器８（第１図参照）の代わりに圧縮機ｌの空気ライン
ｌａに配置され、また後者の再生器１３が排熱ボイラ６
の排気ｇ部に（間接的にはタービン３の排気１部）に配
置される。

なお、本発明によれば、前記蒸発器１１及び再生器１３
は両方とも熱回収部に直接配置する必要はなく、そのど
ちらか一方が、熱回収部に配置されれば良い。

また、これら蒸発器１１及び再生器１３の夫々の仕−様
は以下の如く設定される。

（イ）蒸発器の場合 冷水ｈ（冷却媒体）を圧縮機ｌの空気ライン１ａ（又は
圧縮機入口）内に設けた蒸発器１１の伝熱管１１ａ中に
強制循環又は自然循環させて蒸発させる方式を採用する
。

この場合、蒸発器ｌｌ自体の構造は、値かも水管式ボイ
ラの如く前記伝熱管１１ａと気液分離ドラム１１ｂとで
構成される。

（ロ）再生器の場合 冷水を吸収し、吸収器１２から送出した希溶液ｋをボイ
ラ６出口の排気ｇに設けた再生器１３の伝熱管Ｌａａ中
に、やはり強制循環又は自然循環させて濃溶液ｊを得る
方式を採用する。

濃溶液ｊは吸収器１２に再度供給し、溶媒として冷却媒
体（冷水）吸収に当てることとなる。

この場合、排熱ボイラ６に設置した再生器１３自体の構
造は、蒸発器１１と同様に前記伝熱管１３ａと気液分離
ドラム１３ｂとで構成される。

（ハ）吸収式冷凍機をコンパクトな配置とする場合 この場合、凝縮器１０と再生器１３、並びに蒸発器１■
と吸収器１２の組合せ夫々を一体に形成する方式（図示
せず）を採用する。

ただし、前記項目（ロ）、（ハ）の構造組成において、
殊に排熱ボイラ６の排気温度は、再生器１３を構成する
伝熱管１３ａ内を流れる溶媒の耐熱性を考慮して決定さ
れる。

次に第２図（ｂ）に示す第２実施例としては蒸気吸収式
冷凍機１５を使用した場合であって、この冷凍機１５の
再生器（図示せず）には排熱ボイラ６から延びる蒸気ラ
イン１６が連絡し、また冷凍機１５の冷水が吸気冷却器
８に供給されるよう、空気ラインｌａに配置した吸気冷
却器８から延びる冷水供給ライン１７ａ及び冷水もどり
ライン１７ｂが連絡している。なお、図中、符号１５′
はドレンｎのもどり水ライン、１６′は冷凍機１５以外
のプロセス又は負荷側システムラインを夫々示す。

そして、排熱ボイラ６で発生する蒸気山の全て又は一部
Ｉｌｌ　（ただし、残りの蒸気ｌｌ−ｌ１ｌはプロセス
又は負荷側システムライン１６′で使用）を熱源とし、
排熱後のドレンもどり水ｎは、筋記プロセス／システム
ライン１６のもどり水や補給水とともにボイラ６へ給水
するようにしている。

また、第２図（ｃ）に示す第３実施例としては温水吸収
式冷凍機１８を使用した場合であって、この冷凍機１８
はボイラ６、及びプロセス又は負荷側システムライン１
６′から延びる各温水ライン６ａ。

もどり水ライン１６ａが連絡しており、空気ラインの吸
気冷却器（図示せず）へは冷水供給ライン及びもどりラ
イン（図示せず）が第１実施例と全く同様に連絡してい
る。

つまり、ボイラ６からの温水ライン６ａ、プロセス又は
負荷側システムライン１６′に連絡するもどり水ライン
ｔａｂからの各（ドレン）温水を熱源とし、またもどり
水ｎはプロセス／負荷側システムのもどり水や補給水と
共に、ボイラ６へ再度給水−するようにしている。

これら第１及び２実施例において、各ドレンもどり水ラ
インｎは、夫々はぼ８０〜９５℃の高温であるため、そ
のまま再度プロセス、負荷側システムに供給して、更に
熱利用を行うことは可能である。

項目（２）ターボ式冷凍機について 第３図（ａ）、　（ｂ）には夫々ターボ式冷凍機のガス
タービン設備との組合せを示しており、（ａ）に示す第
１実施例としては例えば電動機１９′に直結したターボ
冷凍機１９、云わゆる電動ターボを使用しら構成されて
おり、圧縮機にターボ（遠心）式が採用されている。

そして、吸収式冷凍機と異なる点について述べると、通
常、冷却媒体は目標温度を吸収式冷凍機よりも更に低温
に設定するために、第２表で示した如く冷水の代わりに
ブラインＰが多く使用される。

従って、ブライン（−５０〜−１Ｏ℃）を直接供給する
ターボ式冷凍機では空気ラインｌａに配置した蒸発器１
１から、冷水供給ライン１７ａや冷水もどりライン１７
ｂ　［第２図（ｂ）参照］の代わりに、ブライン供給ラ
イン２０ａ及びブラインもどりライン２０ｂが連絡し、
ブライン蒸気ｑをブラインもどりライン２０ｂで冷凍機
１９にもどす方式を採用する。

この蒸発器ｌｌ自体の構造は、前記第２図（ａ）に示し
た吸収式冷凍機と同様に、空気ラインｌａの吸気中に配
置したブライン蒸発用の伝熱管１１ａ及び気液分離ドラ
ムｕｂから構成されている。

一方、遠心圧縮機に直結する電動機１９′の駆動源とし
ては、ガスタービン圧縮機ｌの回転で駆動する発電機４
からの電力により運転する方式を採用している。

この場合、発電機４と電動機１９′　とは、電線（母線
）４′で接続されている。

なお、本発明によれば、遠心圧縮機の駆動源としては、
発電機４と電動機１９′　との組合せだけに限定される
ものではなく、例えば遠心圧縮機に直接、蒸気タービン
、ガスエンジンやディーゼルエンジン等を駆動機として
結合しても良いし、また、軸直結成いは歯車装置を介し
てガスタービン３と結合しても良い。

なお、図には空気ラインｌａの圧縮機ｌと前記蒸発器１
１との間にはデミスタ９（第２表参照）を配置した例を
示す。

次に、第３図（ｂ）に示す第２実施例としてはこれも前
記（ａ）に示した電動ターボを使用した場合であって、
この場合、基本的なサイクルの構成はほぼ同じであるが
、異なる点は（ａ）と違い、冷凍機１９から冷水ｈ（５
〜７°Ｃ）を供給する方式を採用しており、従って冷水
供給ライン１７ａ及び冷水もどりライン１７ｂに連絡す
る空気ライン１ａには、前記（ａ）の如き蒸発器１１の
代わりに専用の吸気冷却器８が設置されている。

項目（３）中間段に熱交換器（インターターラ）を付設
したガスタービン圧縮機に ついて 既存のガスタービンの中にはガスタービン性能（出力、
効率）を向上させる目的のために、圧縮機ｌを低圧、中
圧又は、高圧用に分けて、その中間段に１段又は２段の
温度低減用の熱交換器（中間冷却器）を設けている場合
が多い。

そこで、第４図には中間段にこのような熱交換器を有す
るガスタービンを示しており、図中符号ビは低圧圧縮機
、１″は高圧圧縮機、２１は中間冷却器であって、これ
ら低圧及び高圧圧縮機ビ。

Ｉ　ＩＩの中間段に冷却空気ライン２１′を介して配置
した中間冷却器２１には、前述の如き吸収式又はターボ
式冷凍機１５．１８又は１９からの冷却媒体、即ち冷水
又はブラインを循環させる方式を採用する。

なお、本発明によれば、これらの圧縮機１′。

ビ′両方の負荷を軽減するよう、この中間冷却器２１と
併せて第１図（ａ）、　（ｂ）の如く空気ライン１ａの
途中にも吸気冷却器８を配置しても良いことば云うまで
もない。

項目（４）冷却空気冷却器を有するガスタービン圧縮機
について 第５図に示す実施例としては従来（第７図参照）と同様
に、冷却空気冷却器５を設けた場合であって、圧縮機１
及びタービン３間の冷却空気ライン５′に配置した温度
低減用の熱交換器、つまり冷却空気冷却器５へは、前述
の如き吸収式又はターボ式冷凍機１５．１８又は１９か
らの冷却媒体、即ち冷水又はブラインを循環させる方式
を採用する。

なお、冷却空気ｅを例えばブライン等の低温流体で冷却
する場合で、殊に冷却空気ｅが水露点まで冷却するとき
には、タービン３部に影響を及ぼさぬようデミスタ９を
冷却空気冷却器５の後流に配置することとなる。

次に、以上の項目（１）〜（４）までの構成による作用
について説明する。

しかして、空気ラインｌａに、吸気冷却器８或いは場合
によっては蒸発器１１等からなる熱交換器を設けるため
、冷却媒体として冷凍機からの低温流体、即ちその冷凍
機が吸収式冷凍機１５．１８であれば主に冷水りを、ま
たターボ式冷凍機１９であれば冷水り又はブラインｐを
前記熱交換器に流せることにより、空気ラインｌａを流
れる吸気の温度を低下させることができる。

そこで第６図（ａ）〜（ｃ）に吸気温度冷却によるガス
タービン出力と効率の改善状況を夫々示す。

（１）　　例えば１５℃の減温を行った場合、第８図（
ｂ）。

（Ｃ）にて示したピーク運転Ｐの値よりも若干良好な運
転可能点（出力、効率）Ｈを得る。

定格点Ａはベース運転可能であるのに対してピーク運転
点Ｐは機械強度が限界に達し、各部の寿命消費が著しい
ため、従来では運転時間が短く制約されていたが、本発
明によれば吸気温度を１５℃前後冷却する場合には、「
ベース運転の寿命消費においてピーク運転若しくはそれ
以上の性能を発揮する（Ｐ−Ｈ）Ｊことが可能となる。

（２）ガスタービン性能（出力、効率）の吸気温度特性
を自由に制御することができる。

例えば、第６図（ａ）、　（ｂ）に夫々示すベース運転
性能向上域Ｆ＋、Ｆｔで表わせるように、例えば吸気温
度が３０℃、目標温度が１５℃のときに、調節温度は吸
気温度を３０℃から１５℃にすべく、冷水り又はブライ
ンｐ等を以上述べた各熱交換器に流すことにより空気ラ
イン１ａを流れる空気ａを一１５℃低下（Ｕ！４節）さ
せることにより、吸気温度の影響を相殺してフラットな
特性に、換言すればタービン性能を常時一定に保つこと
ができる。

（３）「ガスタービン効率が部分負荷により低下する」
という傾向を確実に改善することができる。

第６図（ｃ）に示す部分負荷効率向上域Ｉｔ。

■、で表わせるように、例えば吸気ａの目標温度を０℃
前後にまで低下させる場合には、当初の吸気温度３０℃
ではそのときの部分負荷約７５％以上の範囲が、また１
５℃ではそのときの部分負荷約８５％以上の範囲がどち
らもほぼ１００％負荷効率に向上でき、かつ一定に維持
することができる。

（４）一方、吸気温度の低下は吸気中水分の結露を招く
が、この現象を解消するために、（イ）　「吸気中の水
分を圧縮機ｌの圧縮過程で蒸発させる」［第１図（ａ）
参照］（ロ）　「水分除去を例えばデミスタ９で行う」
［第１図（ｂ）参照］ の２通りの対応をすることが可能となる。

この場合、第６図（ａ）に示すように、吸気冷却にて、
同じ吸気温度の性能点、例えばタービン出力１００％の
ベース運転性能向上域Ｆ。

における吸気温度３０℃の点Ｇ、及び吸気温度１５℃の
点Ｇ、の性能の変化を、第３表に示す如＜Ｃ，／Ｃ，間
における単位燃料量当りの水分量の増減にて考察すると
、 第３表 このことにより、相対水量差は（イ）の場合、約０．０
１６８　ｋｇ　ｗａｔｅｒ／に９ｄｒｙ　ａｉｒ、また
（口）の場合、約０．００７３　ｋＶ　ｗａｔｅｒ／ｌ
ｃ９　ｄｒｙ　ａｉｒなので、夫々の（水／燃料）重量
比は、Ｇｘ側でその燃料が例えば０．０１７２　ｋｇ　
ｒｕｅｌ／に９　ａｉｒ（０，０１７３ｋｖ　ｆｕｅｌ
／＆９ｄｒｙ　ａｉｒ）と仮定すると、（イ）・　・　
・約９７％、（ロ）・　・　・約４２％となる。

従ってＧｌではＧ！の運転点で、値かも公知の技術であ
るタービン３内部に水又は蒸気を噴射させたときと同様
の効果、即ちＮＯＸ低減、タービン出力微増及び効率微
増を促進することができる。

（５）第５図に圧縮機ｌから冷却空気ｅを抽気し、冷却
空気冷却器５で冷却する場合において、冷却空気冷却器
５で４００℃の空気を２５０’Ｃに冷却する場合、３８
％の保有熱を取り去る必要があるが、仮に７５％の取り
去りで１００℃仕上りとすると冷却空気流量はｔｏｏ／
２５０＝　０．４に節約できる。

従って、冷却空気ｅを抽気することによるガスタービン
出力の損失を０．７％とした場合、前記の対策で０．３
％に損失を抑制できるため、タービン出力は差し引き約
０．４％が向上することとなる。

吸気冷却の効果に比べて改善幅こそ少ないがこの場合に
も冷却媒体（冷水り又はブラインｐ）を有効に利用でき
る。

発明の効果 以上詳述したように、本発明によれば、（＋）　　ター
ビン入口温度を一定（ベース、設計値）にしたままで、
ガスタービンの性能（出力、効率）を高めることができ
、ピーク運転やシステムリザーブ（短期最大）運転のよ
うにタービン入口温度を上昇する場合のようなタービン
寿命の消耗が起らない。

よってベース定格の寿命において、ピーク運転やンステ
ムリザーブ運転なみの良好な性能を得ることができる。

また、吸気を冷却するだけの単純な手段・操作により目
標（設定）温度を簡単かつ確実に設定する２：とができ
る。

（２）ガスタービン性能が吸気温度特性を持ち、殊に夏
季に大気温度が高くなり、性能（出力、効率）が低下す
る場合には、吸気温度の下げ幅を調整することによって
、低下傾向を緩和することができる。

（３）吸気冷却により、水噴射あるいは蒸気噴射に相当
する（出力、効率）増加の効果が期待できると共に、し
かもＮＯｘの低減が図れる。

（４）また噴射水や蒸気を別途投入することなく水分が
得られるため、従来のガスタービン設備における噴射ラ
インが省略或いは小容量化できる。

（５）管群は消音効果を有するため、殊に蒸発器や吸気
冷却器内の伝熱管により、従来、吸気（供設けていた吸
気消音器を省略或いは小型化できる。

また、デミスタを併用する場合は、デミスタの一部を構
成する邪魔板等が加わるため、更に吸気の消音効果を高
めることが可能である。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明によるガスタービン設備の一例を示し、
（ａ）は空気ラインに熱交換器として吸気冷却器を配置
した基本的な系統図、（ｂ）は空気ラインに吸気冷却器
及びデミスタを配置した基本的な系統図である。第２図
は空気ラインに吸収式冷凍機の蒸発器を配置した実施例
であって、（ａ）は更に排熱ボイラにその吸収式冷凍機
の再生器を配置した系統図、（ｂ）はその冷凍機の再生
器の加熱源に排熱ボイラ等からの蒸気を使用する場合の
系統図、＜ｃ）はその冷凍機の再生器の加熱源に排熱ボ
イラ等からの温水を使用する場合の系統図、第３図は空
気ラインにターボ式冷凍機の蒸発器又は吸気冷却器を配
置した実施例であって、（ａ）はブラインを冷却媒体と
する蒸発器を使用する場合の系統図、（ｂ）は冷水を冷
却媒体とする吸気冷却器を使用する場合の系統図、第４
図はガスタービン圧縮器の中間段に、冷水又はブライン
を冷却媒体とする中間冷却器を配置した実施例を示す系
統図、第５図はガスタービン圧縮機に冷水又はブライン
を冷却媒体とする冷却空気冷却器を配置した実施例を示
す系統図である。第６図は本発明によるガスタービン性
能の改善例であって、（ａ）はガスタービン出力と吸気
温度の相関関係図、（ｂ）はガスタービン効率と吸気温
度の相関関係図、（ｃ＞はガスタービン効率とガスター
ビン負荷の相関関係図である。第７図は従来のガスター
ビン設備の概略構造組成であって、（ａ）は基本的な系
統図、（ｂ）は更にガスタービンの後流に排熱ボイラを
配置した系統図、第８図は従来のガスタービン性能であ
−）で、（ａ）は吸気流量とその吸気温度の相関関係図
、（ｂ）はガスタービン出力ど吸気温度の相関関係図、
（ｃ）はガスタービン効率と吸気温度の相関関係図、（
ｄ）はガスタービン効率とガスタービン負荷の相関関係
図である。 ■・・圧縮機、１ａ・・空気ライン、３・・タービン、
５・・冷却空気冷却器、６・・排熱ボイラ、８・・吸気
冷却器、１１・・蒸発器、１５・・蒸気吸収式冷凍機、
１８・・温水吸収式冷凍機、１９・・ターボ式冷凍機、
２１・・中間冷却器。 第１図 （α） こ （ｂ） α イ；万腟Ａ １α：喧θ気ライン ３　：クーピ′ン ８二課先没却器 ９：　テ゛ミ又り 第４図 ９Ｊ５図 ２１；中間ンＴ却器 −ｍ−１−−−−　　　　　　　−」−一一丁一 ト 第７図 （ｌｌｌＬ） （’ｂ） ｒ。 ｆ　：　ターご°ン虐詫私 ２ニオシフ排抵 第８図

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. ガスタービン圧縮機の空気ラインに熱交換器を設け、該
   熱交換器の冷却媒体として冷凍機からの低温流体を供給
   するようにしたことを特徴とするガスタービン設備。