JPH09317494A - 発電プラント及びガスタービン装置 - Google Patents
発電プラント及びガスタービン装置Info
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- JPH09317494A JPH09317494A JP9040911A JP4091197A JPH09317494A JP H09317494 A JPH09317494 A JP H09317494A JP 9040911 A JP9040911 A JP 9040911A JP 4091197 A JP4091197 A JP 4091197A JP H09317494 A JPH09317494 A JP H09317494A
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- cooling water
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D29/00—Details, component parts, or accessories
- F04D29/58—Cooling; Heating; Diminishing heat transfer
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
- F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
- F02C7/12—Cooling of plants
- F02C7/14—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel
- F02C7/141—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel of working fluid
- F02C7/143—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel of working fluid before or between the compressor stages
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D29/00—Details, component parts, or accessories
- F04D29/58—Cooling; Heating; Diminishing heat transfer
- F04D29/582—Cooling; Heating; Diminishing heat transfer specially adapted for elastic fluid pumps
- F04D29/5826—Cooling at least part of the working fluid in a heat exchanger
Abstract
(57)【要約】
【課題】 軸流圧縮機又はこれを有するガスタービン発
電プラントにおいて、構造を簡単にして製作コストを増
加せずに効率を向上する。 【解決手段】 一体形中間冷却式軸流圧縮機200は、
冷却水が1以上の静翼組立体262,264,266及
び(又は)ガス流路に配設された一体形空気−水熱交換器
290に冷却水282を通して、種々の圧縮段でガスが
圧縮される際に該ガスの温度を減少するように構成され
る。
電プラントにおいて、構造を簡単にして製作コストを増
加せずに効率を向上する。 【解決手段】 一体形中間冷却式軸流圧縮機200は、
冷却水が1以上の静翼組立体262,264,266及
び(又は)ガス流路に配設された一体形空気−水熱交換器
290に冷却水282を通して、種々の圧縮段でガスが
圧縮される際に該ガスの温度を減少するように構成され
る。
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】本発明は、ケーシング内で中
間冷却を行う軸流圧縮機並びに該圧縮機のガスタービン
システムでの使用に関する。
間冷却を行う軸流圧縮機並びに該圧縮機のガスタービン
システムでの使用に関する。
【0002】
【従来の技術】図1は、従来の軸流圧縮機10の簡略図
である。該圧縮機10は、空気即ちガス入口40と、入
口案内羽根(IGVとも略称する)42と、軸20に連
結された動翼50と、静翼60と、ケーシング12とを
有する。運転時において、回転トルクが軸20に与えら
れ、動翼50を軸20の固定の長手軸を中心に回転す
る。大気即ちガス30は入口40に吸い込まれて、入口
案内羽根42を通過して第1の動翼列に至り、そこでガ
スは、動翼50と第1組の静翼60との間で圧縮され
る。軸20が回転し続けることにより、ガスは動翼と静
翼の後続組へと送られて更に圧縮される。ガスの圧力、
温度及び容積間の関係により、ガスは圧縮機10の各圧
縮段において加熱される。
である。該圧縮機10は、空気即ちガス入口40と、入
口案内羽根(IGVとも略称する)42と、軸20に連
結された動翼50と、静翼60と、ケーシング12とを
有する。運転時において、回転トルクが軸20に与えら
れ、動翼50を軸20の固定の長手軸を中心に回転す
る。大気即ちガス30は入口40に吸い込まれて、入口
案内羽根42を通過して第1の動翼列に至り、そこでガ
スは、動翼50と第1組の静翼60との間で圧縮され
る。軸20が回転し続けることにより、ガスは動翼と静
翼の後続組へと送られて更に圧縮される。ガスの圧力、
温度及び容積間の関係により、ガスは圧縮機10の各圧
縮段において加熱される。
【0003】ガスの温度が圧縮過程中に低下しない場合
には、所与の圧力まで圧縮するのに必要とされる仕事量
を増大し且つ圧縮機10の効率を下げることに加えて、
高温のガスが圧縮機10の動作の信頼性を阻害し、潤滑
を困難にする。このような事情から、圧縮過程中ガスの
温度を下げる目的で軸流圧縮機のための冷却機構が開発
されてきた。従来の軸流圧縮機10用の冷却機構として
は、軸流圧縮機10のケーシング12の外周部に設けら
れた外部フィンまたは水ジャケットがある。外部フィン
及び水ジャケットは、軸流圧縮機10のケーシング12
の温度を減少することにより熱がガスから消散するのを
助勢する。しかしながら、それに拘わらず、なお圧縮段
でガスの温度は上昇し、圧縮機10の効率並びに該圧縮
機を用いるタービンシステムの効率を減少する。この低
効率という問題を克服するために、ボトム蒸気サイクル
(bottoming steam cycle)を有する複合サイクル発電
プラントが開発されてきた。
には、所与の圧力まで圧縮するのに必要とされる仕事量
を増大し且つ圧縮機10の効率を下げることに加えて、
高温のガスが圧縮機10の動作の信頼性を阻害し、潤滑
を困難にする。このような事情から、圧縮過程中ガスの
温度を下げる目的で軸流圧縮機のための冷却機構が開発
されてきた。従来の軸流圧縮機10用の冷却機構として
は、軸流圧縮機10のケーシング12の外周部に設けら
れた外部フィンまたは水ジャケットがある。外部フィン
及び水ジャケットは、軸流圧縮機10のケーシング12
の温度を減少することにより熱がガスから消散するのを
助勢する。しかしながら、それに拘わらず、なお圧縮段
でガスの温度は上昇し、圧縮機10の効率並びに該圧縮
機を用いるタービンシステムの効率を減少する。この低
効率という問題を克服するために、ボトム蒸気サイクル
(bottoming steam cycle)を有する複合サイクル発電
プラントが開発されてきた。
【0004】しかしながら、中間冷却式圧縮機のような
効率の良い圧縮機を用いるタービンシステムにおいて
は、ボトム蒸気サイクル(bottoming steam cycle)は
必要とされないであろう。特に、中間冷却式圧縮機及び
排ガスからの熱回収を利用するガスタービン発電プラン
トは、ボトム蒸気サイクルを用いるシステムの効率に匹
敵し得る効率を有し得る。発電プラントにおける圧縮機
の中間冷却量の増大が、発電プラントの熱効率及び出力
の双方を高めることは理解に難くない。従って、理想的
には、ガスタービンシステムの圧縮機は連続して中間冷
却すべきである。中間冷却式/熱交換器付ガスタービン
システムは、同じガスタービンシステムを用いるガスタ
ービン/蒸気タービン複合サイクル発電プラントと同様
の熱効率及び出力を有するであろう。
効率の良い圧縮機を用いるタービンシステムにおいて
は、ボトム蒸気サイクル(bottoming steam cycle)は
必要とされないであろう。特に、中間冷却式圧縮機及び
排ガスからの熱回収を利用するガスタービン発電プラン
トは、ボトム蒸気サイクルを用いるシステムの効率に匹
敵し得る効率を有し得る。発電プラントにおける圧縮機
の中間冷却量の増大が、発電プラントの熱効率及び出力
の双方を高めることは理解に難くない。従って、理想的
には、ガスタービンシステムの圧縮機は連続して中間冷
却すべきである。中間冷却式/熱交換器付ガスタービン
システムは、同じガスタービンシステムを用いるガスタ
ービン/蒸気タービン複合サイクル発電プラントと同様
の熱効率及び出力を有するであろう。
【0005】
【発明が解決しようとする課題】先に述べたように、軸
流圧縮機の慣用の冷却技術は、外部冷却機構を用いてい
る。その結果として、慣用の技術を採用している軸流圧
縮機を連続して中間冷却する場合には、(1)圧縮段後
におけるガスの遠心力による拡散、(2)圧縮機の外部
に配設されている空気−水熱交換器にガスを通流するこ
と、及び(3)入口の渦室を介し圧縮機の流路にガスを
再導入することが要求される。このような中間冷却装置
は大型で、構造が複雑でコストが高い。従って、軸流圧
縮機で圧縮されているガスを連続して中間冷却するため
の内部機構を有する軸流圧縮機に対するニーズが存在す
る。
流圧縮機の慣用の冷却技術は、外部冷却機構を用いてい
る。その結果として、慣用の技術を採用している軸流圧
縮機を連続して中間冷却する場合には、(1)圧縮段後
におけるガスの遠心力による拡散、(2)圧縮機の外部
に配設されている空気−水熱交換器にガスを通流するこ
と、及び(3)入口の渦室を介し圧縮機の流路にガスを
再導入することが要求される。このような中間冷却装置
は大型で、構造が複雑でコストが高い。従って、軸流圧
縮機で圧縮されているガスを連続して中間冷却するため
の内部機構を有する軸流圧縮機に対するニーズが存在す
る。
【0006】
【課題を解決するための手段】本発明は、圧縮機のケー
シングから圧縮ガスを取り出すことなく軸方向の流路内
で軸流圧縮機を中間冷却するための冷却手段を提供す
る。該冷却手段は、圧縮機を運転時に通るガスの流路内
に配設される。該冷却手段は、圧縮機の運転時に、冷却
水を受け入れて上記冷却手段を通るガスから熱を吸収
し、それにより該ガスを冷却する。
シングから圧縮ガスを取り出すことなく軸方向の流路内
で軸流圧縮機を中間冷却するための冷却手段を提供す
る。該冷却手段は、圧縮機を運転時に通るガスの流路内
に配設される。該冷却手段は、圧縮機の運転時に、冷却
水を受け入れて上記冷却手段を通るガスから熱を吸収
し、それにより該ガスを冷却する。
【0007】上記冷却手段は、圧縮機の運転時に該圧縮
機を通るガスの流路に配設された水冷の静翼組立体を有
することができる。この場合、該静翼組立体は、圧縮機
の運転時に、冷却水を受け入れて該静翼組立体を越えて
流れるガスから熱を吸収する。前記冷却手段は更に、圧
縮機の運転時に該圧縮機を通るガスの流路に配設された
第2の水冷の静翼組立体を有する。第2の静翼組立体
は、圧縮機の運転時に冷却水を受け入れて、上記第2の
静翼組立体を越えて流れるガスから熱を吸収する。
機を通るガスの流路に配設された水冷の静翼組立体を有
することができる。この場合、該静翼組立体は、圧縮機
の運転時に、冷却水を受け入れて該静翼組立体を越えて
流れるガスから熱を吸収する。前記冷却手段は更に、圧
縮機の運転時に該圧縮機を通るガスの流路に配設された
第2の水冷の静翼組立体を有する。第2の静翼組立体
は、圧縮機の運転時に冷却水を受け入れて、上記第2の
静翼組立体を越えて流れるガスから熱を吸収する。
【0008】また、上記冷却手段は、圧縮機の内部に、
即ち該圧縮機の運転時に圧縮機を通るガスの流路に配設
され一体形の空気−水熱交換器を有する。該熱交換器
も、圧縮機の運転時に冷却水を受け入れて該熱交換器を
通るガスから熱を吸収する。更に、圧力損失を低減する
ために熱交換器の上流側にアキシャルディフューザを配
設することができる。
即ち該圧縮機の運転時に圧縮機を通るガスの流路に配設
され一体形の空気−水熱交換器を有する。該熱交換器
も、圧縮機の運転時に冷却水を受け入れて該熱交換器を
通るガスから熱を吸収する。更に、圧力損失を低減する
ために熱交換器の上流側にアキシャルディフューザを配
設することができる。
【0009】
【発明の実施の形態】図2は、本発明による軸流圧縮機
100の一部分AAを示す。軸流圧縮機100の部分A
Aは、入口案内羽根142、第1、第2及び第3の動翼
列152、154及び156並びに第1、第2及び第3
の水冷の静翼組立体162、164及び166を備えて
いる。大気即ちガス130は、入口案内羽根142を通
過し、第1の動翼列152及び静翼組立体162によっ
て圧縮され、その結果、圧縮ガス170を発生する。ガ
スの圧縮中、ガスの温度は上昇する。この第1の圧縮段
におけるガスの温度の上昇を制限即ち低減する目的で冷
却水(H2O)182が第1の静翼組立体162を通っ
て循環する。冷却水182は、対流プロセスにより、静
翼組立体162上を通過するガスから熱を吸収し、そし
てそれにより加熱される。加熱された冷却水184は、
静翼組立体162から流出し、冷却された後、冷却水1
82として再循環される。
100の一部分AAを示す。軸流圧縮機100の部分A
Aは、入口案内羽根142、第1、第2及び第3の動翼
列152、154及び156並びに第1、第2及び第3
の水冷の静翼組立体162、164及び166を備えて
いる。大気即ちガス130は、入口案内羽根142を通
過し、第1の動翼列152及び静翼組立体162によっ
て圧縮され、その結果、圧縮ガス170を発生する。ガ
スの圧縮中、ガスの温度は上昇する。この第1の圧縮段
におけるガスの温度の上昇を制限即ち低減する目的で冷
却水(H2O)182が第1の静翼組立体162を通っ
て循環する。冷却水182は、対流プロセスにより、静
翼組立体162上を通過するガスから熱を吸収し、そし
てそれにより加熱される。加熱された冷却水184は、
静翼組立体162から流出し、冷却された後、冷却水1
82として再循環される。
【0010】この対流プロセスは静翼の構造形態と相俟
って、軸流圧縮機100の第1圧縮段で発生された圧縮
ガスの温度を、圧縮ガスが静翼組立体162を通る時
に、下げる。同様に、軸流圧縮機100の第2及び第3
圧縮段も水冷の静翼組立体164及び166を備えてい
る。その結果、軸流圧縮機100における第3圧縮段で
発生される圧縮ガスの温度は、従来の圧縮機において同
様に第3の圧縮段階で発生される圧縮ガスの温度よりも
低くなる。これは、静翼組立体内部に存在する冷却水に
よる熱の吸収に依る。加熱された圧縮ガスが静翼組立体
162、164または166を通る際に、冷却水は対流
により圧縮ガスから熱を吸収する。その結果、圧縮ガス
の温度は低下する。この圧縮機の形態により、高いマッ
ハ数並びに低圧力損失が得られるようになっている。ま
た、更に加えて、軸流圧縮機100は、従来の圧縮機と
同様に、フィンや水ジャケット(図示せず)により外部
から冷却される。
って、軸流圧縮機100の第1圧縮段で発生された圧縮
ガスの温度を、圧縮ガスが静翼組立体162を通る時
に、下げる。同様に、軸流圧縮機100の第2及び第3
圧縮段も水冷の静翼組立体164及び166を備えてい
る。その結果、軸流圧縮機100における第3圧縮段で
発生される圧縮ガスの温度は、従来の圧縮機において同
様に第3の圧縮段階で発生される圧縮ガスの温度よりも
低くなる。これは、静翼組立体内部に存在する冷却水に
よる熱の吸収に依る。加熱された圧縮ガスが静翼組立体
162、164または166を通る際に、冷却水は対流
により圧縮ガスから熱を吸収する。その結果、圧縮ガス
の温度は低下する。この圧縮機の形態により、高いマッ
ハ数並びに低圧力損失が得られるようになっている。ま
た、更に加えて、軸流圧縮機100は、従来の圧縮機と
同様に、フィンや水ジャケット(図示せず)により外部
から冷却される。
【0011】軸流圧縮機100の水冷静翼組立体16
2、164及び166が、該圧縮機100により発生さ
れるガスの温度を下げるので、これら静翼は、圧縮機の
効率、従って又、これら静翼組立体162、164及び
166を備えた軸流圧縮機100を用いるタービンシス
テム即ちタービン発電プラントの効率を高めるのに貢献
する。詳言すると、静翼組立体162、164及び16
6にポンプ圧送水を循環することによって中間冷却を行
うこの実施の形態(図2に示す)によれば、従来技術の
圧縮機と比較して、所与のガス流を所与の圧力に圧縮す
るのに要求される圧縮段の大きさ及び数を減少すること
を可能にする。これは、各静翼組立体において行われる
中間冷却により、圧縮ガスの温度が低下することによ
る。従って、本発明による軸流圧縮機においては、補正
流量(流路横断面積)は減少し、補正速度(段間圧力
比)が増加するように改善が行われ、それにより、圧縮
機全体の大きさ及び長さを減少することが可能となる。
2、164及び166が、該圧縮機100により発生さ
れるガスの温度を下げるので、これら静翼は、圧縮機の
効率、従って又、これら静翼組立体162、164及び
166を備えた軸流圧縮機100を用いるタービンシス
テム即ちタービン発電プラントの効率を高めるのに貢献
する。詳言すると、静翼組立体162、164及び16
6にポンプ圧送水を循環することによって中間冷却を行
うこの実施の形態(図2に示す)によれば、従来技術の
圧縮機と比較して、所与のガス流を所与の圧力に圧縮す
るのに要求される圧縮段の大きさ及び数を減少すること
を可能にする。これは、各静翼組立体において行われる
中間冷却により、圧縮ガスの温度が低下することによ
る。従って、本発明による軸流圧縮機においては、補正
流量(流路横断面積)は減少し、補正速度(段間圧力
比)が増加するように改善が行われ、それにより、圧縮
機全体の大きさ及び長さを減少することが可能となる。
【0012】図3は、別の好適な実施の形態である中間
冷却式軸流圧縮機200のにおける部分AAを示す図で
ある。この軸流圧縮機200は、第1の入口案内羽根2
42及び第2の入口案内羽根244と、3つの動翼列2
52、254及び256と、3つの静翼組立体262、
264及び266と、アキシャルディフューザ286
と、一体形の空気−水熱交換器290とを具備してい
る。この軸流圧縮機200において、大気即ちガス23
0は、先ず、入口案内羽根242を通過して、幾つかの
軸流圧縮機圧縮段、詳言すれば、動翼列252,254
及び静翼組立体262、264を通って圧縮される。し
かる後に、圧縮された加熱ガスはアキシャルディフュー
ザ286で拡げられて、そして、加熱された圧縮ガスが
後続の圧縮機圧縮段、詳言すれば入口案内羽根244、
動翼256及び静翼組立体266に入る前に、一体形の
空気−水熱交換器290を通し該加熱され圧縮ガスを冷
却する。また、第3の圧縮段後に付加的な中間冷却を行
うことも可能であろう。なお、図面は、例示の目的から
3個の圧縮段部分しか示していないが、圧縮機の圧縮段
の数は、それよりも少なくても或るいは大きくても良い
ことは理解されるべきである。
冷却式軸流圧縮機200のにおける部分AAを示す図で
ある。この軸流圧縮機200は、第1の入口案内羽根2
42及び第2の入口案内羽根244と、3つの動翼列2
52、254及び256と、3つの静翼組立体262、
264及び266と、アキシャルディフューザ286
と、一体形の空気−水熱交換器290とを具備してい
る。この軸流圧縮機200において、大気即ちガス23
0は、先ず、入口案内羽根242を通過して、幾つかの
軸流圧縮機圧縮段、詳言すれば、動翼列252,254
及び静翼組立体262、264を通って圧縮される。し
かる後に、圧縮された加熱ガスはアキシャルディフュー
ザ286で拡げられて、そして、加熱された圧縮ガスが
後続の圧縮機圧縮段、詳言すれば入口案内羽根244、
動翼256及び静翼組立体266に入る前に、一体形の
空気−水熱交換器290を通し該加熱され圧縮ガスを冷
却する。また、第3の圧縮段後に付加的な中間冷却を行
うことも可能であろう。なお、図面は、例示の目的から
3個の圧縮段部分しか示していないが、圧縮機の圧縮段
の数は、それよりも少なくても或るいは大きくても良い
ことは理解されるべきである。
【0013】軸流圧縮機200においては、空気−水熱
交換器290は該圧縮機の軸方向流路内で、第2の軸流
圧縮段と第3の軸流圧縮段との間に配設されている。空
気−水熱交換器290は、冷却水282を受け入れて、
加熱された圧縮ガスから熱を取り出すことにより加熱さ
れた冷却水284を発生する。空気−水熱交換器290
に加えて、軸流圧縮機は又、図2に符号162、164
及び166で示すような1以上の水冷静翼組立体を具備
する。軸流圧縮機200は、加熱された圧縮ガスの軸方
向中間冷却に対し低いマッハ数で増加した圧力損失の接
近を示している。この実施の形態においては、ディフュ
ーザ286及び熱交換器290に股がる全圧力損失の総
和を最小にするように拡散の度合いを変えることができ
る。尤も、ディフューザ286及び熱交換器290を共
に備えている圧縮機よりも組み合わされた圧力損失がか
なり大でない場合には、ディフューザ286は省略され
る。このような軸流圧縮機においては、中間冷却装置は
非常にコンパクトにすることができる。
交換器290は該圧縮機の軸方向流路内で、第2の軸流
圧縮段と第3の軸流圧縮段との間に配設されている。空
気−水熱交換器290は、冷却水282を受け入れて、
加熱された圧縮ガスから熱を取り出すことにより加熱さ
れた冷却水284を発生する。空気−水熱交換器290
に加えて、軸流圧縮機は又、図2に符号162、164
及び166で示すような1以上の水冷静翼組立体を具備
する。軸流圧縮機200は、加熱された圧縮ガスの軸方
向中間冷却に対し低いマッハ数で増加した圧力損失の接
近を示している。この実施の形態においては、ディフュ
ーザ286及び熱交換器290に股がる全圧力損失の総
和を最小にするように拡散の度合いを変えることができ
る。尤も、ディフューザ286及び熱交換器290を共
に備えている圧縮機よりも組み合わされた圧力損失がか
なり大でない場合には、ディフューザ286は省略され
る。このような軸流圧縮機においては、中間冷却装置は
非常にコンパクトにすることができる。
【0014】軸流圧縮機200の中間冷却装置はまた、
従来の軸流圧縮機と比較してシステムの効率を向上す
る。これにより、圧縮機の圧縮段の数を減少することが
可能になる。しかしながら、この実施の形態において
は、このような利点は、ディフューザ286(必要であ
れば)及び一体形の熱交換器290を取り囲むのに必要
とされる圧縮機の長さの増加並びに関連して付加される
圧力損失により相殺される可能性がある。
従来の軸流圧縮機と比較してシステムの効率を向上す
る。これにより、圧縮機の圧縮段の数を減少することが
可能になる。しかしながら、この実施の形態において
は、このような利点は、ディフューザ286(必要であ
れば)及び一体形の熱交換器290を取り囲むのに必要
とされる圧縮機の長さの増加並びに関連して付加される
圧力損失により相殺される可能性がある。
【0015】図2及び図3に示され前述された2つの中
間冷却の実施形態は、いずれも、任意の順位の圧縮段の
間で利用することができる。例えば、圧縮機は、圧縮プ
ロセス中1回或いは数回、或いは追加の圧縮段の上流側
で各圧縮段後毎に中間冷却することができる。更に、上
述の2つの技術の組合せ若しくは2つの概念即ち実施形
態の特性を組み合せたハイブリッド技術を採用すること
も可能である。また、上述の2つの技術即ち実施の形態
による圧縮機は、技術的な問題点が最小限度に抑えら
れ、そして脱塩水の使用を必要としない。更にまた、中
間冷却器の故障に起因して圧縮機にサージの生ずる可能
性を最小限度に抑止するために、各中間冷却装置の設置
場所に圧力逃し弁(図示せず)が設置される。
間冷却の実施形態は、いずれも、任意の順位の圧縮段の
間で利用することができる。例えば、圧縮機は、圧縮プ
ロセス中1回或いは数回、或いは追加の圧縮段の上流側
で各圧縮段後毎に中間冷却することができる。更に、上
述の2つの技術の組合せ若しくは2つの概念即ち実施形
態の特性を組み合せたハイブリッド技術を採用すること
も可能である。また、上述の2つの技術即ち実施の形態
による圧縮機は、技術的な問題点が最小限度に抑えら
れ、そして脱塩水の使用を必要としない。更にまた、中
間冷却器の故障に起因して圧縮機にサージの生ずる可能
性を最小限度に抑止するために、各中間冷却装置の設置
場所に圧力逃し弁(図示せず)が設置される。
【0016】図4は、本発明による一体形中間冷却式軸
流圧縮機320を用いる熱交換器付ガスタービン発電プ
ラント300を示す系統図である。該発電プラント30
0は、軸流圧縮機320を発電機350及びタービン3
40に連結する軸390、燃焼器330、伝熱式熱交換
器360、冷却塔370及び循環水ポンプ310を備え
ている。定常運転において、軸流圧縮機320は大気即
ちガスを受け入れて圧縮ガス322を発生する。圧縮プ
ロセスにおいて、そのガスは、冷却塔370から受け入
れる冷却水372によって軸流圧縮機320の内部で冷
却される。該冷却水372は、1以上の静翼組立体或る
いは軸流圧縮機320のガス流路内に配設された空気−
水熱交換器を通るようにされる。
流圧縮機320を用いる熱交換器付ガスタービン発電プ
ラント300を示す系統図である。該発電プラント30
0は、軸流圧縮機320を発電機350及びタービン3
40に連結する軸390、燃焼器330、伝熱式熱交換
器360、冷却塔370及び循環水ポンプ310を備え
ている。定常運転において、軸流圧縮機320は大気即
ちガスを受け入れて圧縮ガス322を発生する。圧縮プ
ロセスにおいて、そのガスは、冷却塔370から受け入
れる冷却水372によって軸流圧縮機320の内部で冷
却される。該冷却水372は、1以上の静翼組立体或る
いは軸流圧縮機320のガス流路内に配設された空気−
水熱交換器を通るようにされる。
【0017】伝熱式熱交換器360は、膨張タービン3
40からの排ガス、燃料及び圧縮ガス322を受け入れ
る。伝熱式熱交換器360はタービン排ガス342から
熱を取り出して、その熱を燃料及び圧縮ガスに伝達し、
それにより加熱された燃料362及び加熱された圧縮ガ
ス364が発生する。タービン排ガス342から熱を取
り出した後に、冷却された排ガス366はプラント30
0から排出するために排気塔に送られる。燃焼器330
は、伝熱式熱交換器360で発生された加熱燃料362
及び加熱された圧縮ガス364を受け入れる。燃焼器3
30は加熱された燃料362を燃焼して熱を発生し、こ
の熱は、加熱された圧縮ガスに加えられ、それにより過
熱された圧縮ガス332が発生する。
40からの排ガス、燃料及び圧縮ガス322を受け入れ
る。伝熱式熱交換器360はタービン排ガス342から
熱を取り出して、その熱を燃料及び圧縮ガスに伝達し、
それにより加熱された燃料362及び加熱された圧縮ガ
ス364が発生する。タービン排ガス342から熱を取
り出した後に、冷却された排ガス366はプラント30
0から排出するために排気塔に送られる。燃焼器330
は、伝熱式熱交換器360で発生された加熱燃料362
及び加熱された圧縮ガス364を受け入れる。燃焼器3
30は加熱された燃料362を燃焼して熱を発生し、こ
の熱は、加熱された圧縮ガスに加えられ、それにより過
熱された圧縮ガス332が発生する。
【0018】膨張タービン340は、燃焼器330で発
生された過熱圧縮ガス332を受け入れる。タービン3
40は、過熱圧縮ガス332の膨張により軸390に機
械的トルクを発生する。膨張ガスは、タービン排ガス3
42として伝熱式熱交換器360に供給される。軸39
0に発生したトルクは、該軸390に取り付けられてい
る発電機350及び圧縮機320を駆動する。発電機3
50は、軸390のトルクの機械的エネルギを電気エネ
ルギに変換し、圧縮機320は該機械的エネルギを利用
して大気を圧縮する。軸流圧縮機320は中間冷却され
るので、該圧縮機320が、大気を、発電プラントの膨
張タービン340により要求される圧縮レベルまで圧縮
するのに必要とされるエネルギ量は少なくて済む。その
結果、より大きなエネルギを発電機350で利用して大
きな量の電力を発生することができる。即ち、発電プラ
ントのエネルギ効率を向上することができる。
生された過熱圧縮ガス332を受け入れる。タービン3
40は、過熱圧縮ガス332の膨張により軸390に機
械的トルクを発生する。膨張ガスは、タービン排ガス3
42として伝熱式熱交換器360に供給される。軸39
0に発生したトルクは、該軸390に取り付けられてい
る発電機350及び圧縮機320を駆動する。発電機3
50は、軸390のトルクの機械的エネルギを電気エネ
ルギに変換し、圧縮機320は該機械的エネルギを利用
して大気を圧縮する。軸流圧縮機320は中間冷却され
るので、該圧縮機320が、大気を、発電プラントの膨
張タービン340により要求される圧縮レベルまで圧縮
するのに必要とされるエネルギ量は少なくて済む。その
結果、より大きなエネルギを発電機350で利用して大
きな量の電力を発生することができる。即ち、発電プラ
ントのエネルギ効率を向上することができる。
【0019】発電プラント340はこのように、(羽根
配列だけが類似している圧縮機320を除き)同じガス
タービン構成要素を用いる複合サイクル ガスタービン
・蒸気発電プラントに匹敵する熱効率及び出力を有す
る。更に、この中間冷却され、且つ熱回収される発電プ
ラントの構造が簡素であるので、そのコストは、複合サ
イクル発電プラントのコストと比べてかなり少なくて済
む。特に、図4に示したプラントにおいては、一体形中
間冷却式軸流圧縮機及び伝熱式熱交換器の付加だけで、
熱回収蒸気発生器、蒸気ドラム及び管路、蒸気タービ
ン、復水器及び多くのプラント制御機器に対する必要性
が無い。冷却水を圧縮機の中間冷却部に供給するために
冷却塔及び水循環系が必要とされるが、図4に示したプ
ラント300における冷却水系の大きさ及び水消費量
は、慣用の複合サイクル発電プラントと比較して約25
%も減少する。
配列だけが類似している圧縮機320を除き)同じガス
タービン構成要素を用いる複合サイクル ガスタービン
・蒸気発電プラントに匹敵する熱効率及び出力を有す
る。更に、この中間冷却され、且つ熱回収される発電プ
ラントの構造が簡素であるので、そのコストは、複合サ
イクル発電プラントのコストと比べてかなり少なくて済
む。特に、図4に示したプラントにおいては、一体形中
間冷却式軸流圧縮機及び伝熱式熱交換器の付加だけで、
熱回収蒸気発生器、蒸気ドラム及び管路、蒸気タービ
ン、復水器及び多くのプラント制御機器に対する必要性
が無い。冷却水を圧縮機の中間冷却部に供給するために
冷却塔及び水循環系が必要とされるが、図4に示したプ
ラント300における冷却水系の大きさ及び水消費量
は、慣用の複合サイクル発電プラントと比較して約25
%も減少する。
【0020】以上、本発明は例示的な実施の形態に基づ
いて説明したが、添付された特許請求の範囲の精神及び
範囲は、上に述べた細部により制限されるものではな
い。例えば、図4に示した発電プラント300には、数
多の可能なプラント設備のレイアウトが有り、特に、固
体酸化物燃料電池複合サイクルに組み込むのが最適な熱
力学的サイクルとなる。
いて説明したが、添付された特許請求の範囲の精神及び
範囲は、上に述べた細部により制限されるものではな
い。例えば、図4に示した発電プラント300には、数
多の可能なプラント設備のレイアウトが有り、特に、固
体酸化物燃料電池複合サイクルに組み込むのが最適な熱
力学的サイクルとなる。
【図1】従来の軸流圧縮機の簡略断面図である。
【図2】本発明による連続中間冷却式軸流圧縮機の1つ
の好適な実施の形態を示す部分断面図である。
の好適な実施の形態を示す部分断面図である。
【図3】本発明の連続中間冷却式軸流圧縮機の別の好適
な実施の形態を示す部分断面図である。
な実施の形態を示す部分断面図である。
【図4】本発明の連続中間冷却式軸流圧縮機を用いたガ
スタービンシステムの好適な実施の形態を示す系統図で
ある。
スタービンシステムの好適な実施の形態を示す系統図で
ある。
10、100 軸流圧縮機 12 ケーシング 20、390 軸 30、130、230 大気 40 ガス入口、 42 入口案内羽根 50 動翼 60 静翼 142、242、244 入口案内羽根 152、154、156 動翼列 162、164、166 静翼組立体 170 圧縮ガス 182 冷却水 200 中間冷却式軸流圧縮機 252、254、256 動翼列 262、264、266 静翼組立体 286 アキシャルディフューザ 290 空気−水熱交換器 300 熱交換器付ガスタービン発電プラント 310 循環水ポンプ 320 一体形中間冷却式軸流圧縮機 322 圧縮ガス 330 燃焼器 332 圧縮ガス 340 膨張タービン 342 タービン排ガス 350 発電機 360 伝熱式熱交換器 362 燃料 364 圧縮ガス 366 排ガス 372 冷却水 390 軸
Claims (4)
- 【請求項1】 一体形中間冷却式軸流圧縮機を有し、該
圧縮機が、運転中に貫流するガスの流路内に配設される
と共に冷却水を受け入れ且つ前記貫流ガスから熱を吸収
する冷却手段を備え、前記軸流圧縮機が運転中、前記ガ
スが冷却される発電プラント。 - 【請求項2】 一体形中間冷却式軸流圧縮機を有し、該
軸流圧縮機が、 運転時に該圧縮機を通るガスの流路に配設された水冷の
静翼組立体であって、前記圧縮機の運転時に冷却水を受
け入れて前記静翼組立体上を流れるガスから熱を吸収す
る前記水冷の静翼組立体と、 前記流路に配設されて、前記圧縮機の運転時に冷却水を
受け入れ貫流するガスから熱を吸収する一体形の空気-
水熱交換器とを有する発電プラント。 - 【請求項3】 圧縮ガスを発生する一体形中間冷却式軸
流圧縮機を有し、該軸流圧縮機が、 運転時に該圧縮機を通るガスの流路内に配設された水冷
の静翼組立体であって、前記圧縮機の運転時に、冷却水
を受け入れて前記静翼組立体上を流れるガスから熱を吸
収する前記静翼組立体と、 前記流路内に配設されて、前記圧縮機の運転時に冷却水
を受け入れて貫流するガスから熱を吸収する一体形の空
気−水熱交換器と、 燃料を燃焼して熱エネルギを発生し、該熱エネルギを圧
縮ガスに与え、過熱された圧縮ガスを発生する燃焼器
と、 前記過熱された圧縮ガスを膨張し、軸に機械的エネルギ
を発生する膨張タービンと、 前記軸に連結されて、該軸の機械的エネルギを電気エネ
ルギに変換する発電機とを有するガスタービン装置。 - 【請求項4】 圧縮ガスを発生するための一体形中間冷
却式軸流圧縮機を有し、該軸流圧縮機が、 運転時に該圧縮機を貫流するガスの流路内に配設された
水冷の静翼組立体であって、前記圧縮機の運転時に冷却
水を受け入れて前記静翼組立体上を流れるガスから熱を
吸収する前記静翼組立体と、 前記流路内に配設されて、前記圧縮機の運転時に冷却水
を受け入れて貫流するガスから熱を吸収する一体形の空
気−水熱交換器と、 前記流路内に配設された第2の水冷の静翼組立体であっ
て、前記第2の静翼組立体は、前記圧縮機の運転時に冷
却水を受け入れると共に前記第2の静翼組立体上を流れ
るガスから熱を吸収する前記第2の水冷の静翼組立体
と、更に、 前記静翼組立体と前記第2の水冷の静翼組立体との間に
配設された動翼列と、 前記熱交換器の上流側に配設されたアキシャルディフュ
ーザと、 前記熱交換器の下流側に配設された入口案内羽根と、 前記流路内に配設された第3の静翼組立体であって、前
記第3の静翼組立体は前記圧縮機の運転時に冷却水を受
け入れると共に前記第3の静翼組立体上を流れるガスか
ら熱を吸収する前記第3の水冷の静翼組立体と、 前記第2の水冷の静翼組立体と前記第3の水冷の静翼組
立体との間に配設された第2の動翼列と、 燃料を燃焼して熱エネルギを発生し、該熱エネルギを前
記圧縮ガスに与えて過熱された圧縮ガスを発生する燃焼
器と、 前記過熱された圧縮ガスを膨張し軸に機械的エネルギを
発生する膨張タービンと、 前記軸に連結されて、該軸の機械的エネルギを電気エネ
ルギに変換する発電機と、 冷却塔と、 前記圧縮機からの加熱冷却水を前記冷却塔に送り、そこ
で該冷却水を冷却し、次いで冷却水として前記圧縮機に
指向する循環水ポンプと、 前記膨張タービンから排ガスを受け、該排ガスから熱エ
ネルギを取出し、該熱エネルギを前記圧縮ガス及び前記
燃焼器に供給される燃料に与える伝熱式熱交換器とから
なるガスタービン装置。
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
US08/606,629 US5722241A (en) | 1996-02-26 | 1996-02-26 | Integrally intercooled axial compressor and its application to power plants |
US08/606629 | 1996-02-26 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH09317494A true JPH09317494A (ja) | 1997-12-09 |
Family
ID=24428775
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP9040911A Pending JPH09317494A (ja) | 1996-02-26 | 1997-02-25 | 発電プラント及びガスタービン装置 |
Country Status (6)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US5722241A (ja) |
EP (1) | EP0883750A1 (ja) |
JP (1) | JPH09317494A (ja) |
KR (1) | KR19990087239A (ja) |
CA (1) | CA2247469A1 (ja) |
WO (1) | WO1997031192A1 (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2017101675A (ja) * | 2015-12-03 | 2017-06-08 | ゼネラル・エレクトリック・カンパニイ | ガスタービンエンジン用閉ループ冷却方法 |
Families Citing this family (64)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6430931B1 (en) * | 1997-10-22 | 2002-08-13 | General Electric Company | Gas turbine in-line intercooler |
US6295803B1 (en) | 1999-10-28 | 2001-10-02 | Siemens Westinghouse Power Corporation | Gas turbine cooling system |
US6422020B1 (en) | 2000-03-13 | 2002-07-23 | Allison Advanced Development Company | Cast heat exchanger system for gas turbine |
US6378287B2 (en) | 2000-03-17 | 2002-04-30 | Kenneth F. Griffiths | Multi-stage turbomachine and design method |
US6260349B1 (en) | 2000-03-17 | 2001-07-17 | Kenneth F. Griffiths | Multi-stage turbo-machines with specific blade dimension ratios |
AU2001213231A1 (en) | 2000-11-10 | 2002-05-21 | Marek Kovac | Bypass gas turbine engine and cooling method for working fluid |
WO2002103164A1 (en) * | 2001-06-18 | 2002-12-27 | Griffiths Kenneth F | Multi-stage turbo-machines with specific blade aspect ratios |
US20040081872A1 (en) * | 2002-10-28 | 2004-04-29 | Herman Gregory S. | Fuel cell stack with heat exchanger |
DE10306234B4 (de) * | 2003-02-04 | 2009-09-17 | Daimler Ag | Verfahren zur Luftversorgung einer Brennstoffzelle und Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens |
US20050056313A1 (en) * | 2003-09-12 | 2005-03-17 | Hagen David L. | Method and apparatus for mixing fluids |
US7033135B2 (en) * | 2003-11-10 | 2006-04-25 | General Electric Company | Method and apparatus for distributing fluid into a turbomachine |
US8584464B2 (en) * | 2005-12-20 | 2013-11-19 | General Electric Company | Gas turbine engine assembly and method of assembling same |
US20080047276A1 (en) * | 2006-08-25 | 2008-02-28 | Siemens Power Generation, Inc. | Combustion turbine having a single compressor with inter-cooling between stages |
US20080105125A1 (en) * | 2006-11-07 | 2008-05-08 | Lauson Robert G | Method and device for disposing of air compression system effluent |
US8146341B2 (en) * | 2008-09-22 | 2012-04-03 | General Electric Company | Integrated gas turbine exhaust diffuser and heat recovery steam generation system |
WO2011005858A2 (en) * | 2009-07-09 | 2011-01-13 | Frontline Aerospace, Inc. | Compressor cooling for turbine engines |
GB0912270D0 (en) * | 2009-07-15 | 2009-08-26 | Rolls Royce Plc | System for cooling cooling-air in a gas turbine engine |
PT2524199T (pt) | 2010-01-15 | 2018-06-04 | Skyventure Int Uk Ltd | Permutador de calor integrado numa pá giratória de um túnel de vento |
US9033648B2 (en) | 2010-12-24 | 2015-05-19 | Rolls-Royce North American Technologies, Inc. | Cooled gas turbine engine member |
WO2014007791A1 (en) | 2011-05-11 | 2014-01-09 | Dresser-Rand Company | Compact compression system with integral heat exchangers |
WO2013151909A1 (en) * | 2012-04-02 | 2013-10-10 | Kraft Robert J | Compressed air injection system method and apparatus for gas turbine engines |
US9086019B2 (en) * | 2012-07-02 | 2015-07-21 | United Technologies Corporation | Turbomachine thermal energy exchange |
US10119472B2 (en) | 2012-10-26 | 2018-11-06 | Powerphase Llc | Gas turbine energy supplementing systems and heating systems, and methods of making and using the same |
US20150000298A1 (en) * | 2013-03-15 | 2015-01-01 | Advanced Green Technologies, Llc | Fuel conditioner, combustor and gas turbine improvements |
US9797310B2 (en) | 2015-04-02 | 2017-10-24 | General Electric Company | Heat pipe temperature management system for a turbomachine |
JP6585073B2 (ja) | 2015-04-02 | 2019-10-02 | ゼネラル・エレクトリック・カンパニイ | ターボ機械におけるホイールおよびバケットのためのヒートパイプ温度管理システム |
US20160290231A1 (en) * | 2015-04-02 | 2016-10-06 | General Electric Company | Heat pipe intercooling system for a turbomachine |
US10400675B2 (en) | 2015-12-03 | 2019-09-03 | General Electric Company | Closed loop cooling method and system with heat pipes for a gas turbine engine |
US10577982B2 (en) * | 2015-12-15 | 2020-03-03 | General Electric Company | Power plant with steam generation via turbine extraction and including a gas distribution manifold |
US10415476B2 (en) * | 2015-12-15 | 2019-09-17 | General Electric Company | System for generating steam and for providing cooled combustion gas to a secondary gas turbine |
US10415432B2 (en) * | 2015-12-15 | 2019-09-17 | General Electric Company | Power plant with steam generation and fuel heating capabilities |
US10584615B2 (en) * | 2015-12-15 | 2020-03-10 | General Electric Company | System for generating steam via turbine extraction and compressor extraction including an ejector and static mixer |
US10774741B2 (en) | 2016-01-26 | 2020-09-15 | General Electric Company | Hybrid propulsion system for a gas turbine engine including a fuel cell |
US11125165B2 (en) | 2017-11-21 | 2021-09-21 | General Electric Company | Thermal management system |
US11187156B2 (en) | 2017-11-21 | 2021-11-30 | General Electric Company | Thermal management system |
US11022037B2 (en) | 2018-01-04 | 2021-06-01 | General Electric Company | Gas turbine engine thermal management system |
US10941706B2 (en) | 2018-02-13 | 2021-03-09 | General Electric Company | Closed cycle heat engine for a gas turbine engine |
US11143104B2 (en) | 2018-02-20 | 2021-10-12 | General Electric Company | Thermal management system |
US11319085B2 (en) | 2018-11-02 | 2022-05-03 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit with valve control |
US11577852B2 (en) | 2018-11-02 | 2023-02-14 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit |
US11161622B2 (en) | 2018-11-02 | 2021-11-02 | General Electric Company | Fuel oxygen reduction unit |
US11447263B2 (en) | 2018-11-02 | 2022-09-20 | General Electric Company | Fuel oxygen reduction unit control system |
US11148824B2 (en) | 2018-11-02 | 2021-10-19 | General Electric Company | Fuel delivery system having a fuel oxygen reduction unit |
US11420763B2 (en) | 2018-11-02 | 2022-08-23 | General Electric Company | Fuel delivery system having a fuel oxygen reduction unit |
US11851204B2 (en) | 2018-11-02 | 2023-12-26 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit with a dual separator pump |
US11186382B2 (en) | 2018-11-02 | 2021-11-30 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit |
US11131256B2 (en) | 2018-11-02 | 2021-09-28 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit with a fuel/gas separator |
US11193671B2 (en) | 2018-11-02 | 2021-12-07 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit with a fuel gas separator |
US11085636B2 (en) | 2018-11-02 | 2021-08-10 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit |
US11391211B2 (en) | 2018-11-28 | 2022-07-19 | General Electric Company | Waste heat recovery system |
US11015534B2 (en) | 2018-11-28 | 2021-05-25 | General Electric Company | Thermal management system |
US11156092B2 (en) * | 2019-02-07 | 2021-10-26 | Honeywell International Inc. | Multistage axial-centrifugal compressor systems and methods for manufacture |
US10914274B1 (en) | 2019-09-11 | 2021-02-09 | General Electric Company | Fuel oxygen reduction unit with plasma reactor |
US11774427B2 (en) | 2019-11-27 | 2023-10-03 | General Electric Company | Methods and apparatus for monitoring health of fuel oxygen conversion unit |
US11773776B2 (en) | 2020-05-01 | 2023-10-03 | General Electric Company | Fuel oxygen reduction unit for prescribed operating conditions |
US11866182B2 (en) | 2020-05-01 | 2024-01-09 | General Electric Company | Fuel delivery system having a fuel oxygen reduction unit |
US11906163B2 (en) | 2020-05-01 | 2024-02-20 | General Electric Company | Fuel oxygen conversion unit with integrated water removal |
US20220213802A1 (en) | 2021-01-06 | 2022-07-07 | General Electric Company | System for controlling blade clearances within a gas turbine engine |
US11434824B2 (en) | 2021-02-03 | 2022-09-06 | General Electric Company | Fuel heater and energy conversion system |
US11591965B2 (en) | 2021-03-29 | 2023-02-28 | General Electric Company | Thermal management system for transferring heat between fluids |
US11674396B2 (en) | 2021-07-30 | 2023-06-13 | General Electric Company | Cooling air delivery assembly |
US11920500B2 (en) | 2021-08-30 | 2024-03-05 | General Electric Company | Passive flow modulation device |
US11542870B1 (en) | 2021-11-24 | 2023-01-03 | General Electric Company | Gas supply system |
US11692448B1 (en) | 2022-03-04 | 2023-07-04 | General Electric Company | Passive valve assembly for a nozzle of a gas turbine engine |
Family Cites Families (10)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US1088585A (en) * | 1913-06-13 | 1914-02-24 | Hugo Junkers | Turbo-compressor. |
US2396484A (en) * | 1944-07-24 | 1946-03-12 | Allis Chalmers Mfg Co | Intercooled compressing apparatus |
CH252876A (de) * | 1947-01-24 | 1948-01-31 | Bbc Brown Boveri & Cie | Kompressoranlage mit Axialkompressoren und Zwischenkühler. |
US2868500A (en) * | 1949-02-15 | 1959-01-13 | Boulet George | Cooling of blades in machines where blading is employed |
CH337974A (de) * | 1955-10-31 | 1959-04-30 | Schweizerische Lokomotiv | Mehrstufiger Kreiselverdichter mit Zwischenkühler |
US3987631A (en) * | 1974-09-13 | 1976-10-26 | Transelektro Magyar Villamossagi Kulkereskedelmi Vallalat | Method and apparatus for cooling heat engines |
GB1516041A (en) * | 1977-02-14 | 1978-06-28 | Secr Defence | Multistage axial flow compressor stators |
CA1167771A (en) * | 1981-01-02 | 1984-05-22 | Ingersoll-Rand Company | Gas compressor unit |
CA1213737A (en) * | 1981-12-10 | 1986-11-12 | Hiromi Nakamura | Regenerative gas turbine cycle |
GB2291130B (en) * | 1994-07-12 | 1998-09-30 | Rolls Royce Plc | A gas turbine engine |
-
1996
- 1996-02-26 US US08/606,629 patent/US5722241A/en not_active Expired - Lifetime
-
1997
- 1997-01-29 CA CA002247469A patent/CA2247469A1/en not_active Abandoned
- 1997-01-29 EP EP97904099A patent/EP0883750A1/en not_active Withdrawn
- 1997-01-29 WO PCT/US1997/001499 patent/WO1997031192A1/en not_active Application Discontinuation
- 1997-01-29 KR KR1019980706640A patent/KR19990087239A/ko not_active Application Discontinuation
- 1997-02-25 JP JP9040911A patent/JPH09317494A/ja active Pending
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2017101675A (ja) * | 2015-12-03 | 2017-06-08 | ゼネラル・エレクトリック・カンパニイ | ガスタービンエンジン用閉ループ冷却方法 |
CN106989065A (zh) * | 2015-12-03 | 2017-07-28 | 通用电气公司 | 用于燃气涡轮发动机的闭环冷却方法 |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
CA2247469A1 (en) | 1997-08-28 |
US5722241A (en) | 1998-03-03 |
KR19990087239A (ko) | 1999-12-15 |
EP0883750A1 (en) | 1998-12-16 |
WO1997031192A1 (en) | 1997-08-28 |
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