JPS60184932A - 燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法、及び動力発生用の気体の燃焼方法 - Google Patents

燃焼ガスタービンを使用する動力発生方法、及び動力発生用の気体の燃焼方法

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JPS60184932A JP60017677A JP1767785A JPS60184932A JP S60184932 A JPS60184932 A JP S60184932A JP 60017677 A JP60017677 A JP 60017677A JP 1767785 A JP1767785 A JP 1767785A JP S60184932 A JPS60184932 A JP S60184932A
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  • Electrical Discharge Machining, Electrochemical Machining, And Combined Machining (AREA)

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型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させる。次にエネルギを吸収
した該作用流体が膨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最大にな
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℃（２０００’Ｆ）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欠点は、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、股間冷却
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段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
料を消費するととになるので、全サイクル効率は実際に
低下する。従って、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低レベル熱を回
収して効果的に利用することは不可能で故に、複合サイ
クルは空気圧縮機の中間冷却の利点を完全に利用してい
ない。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。
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り、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、蒸気ドラム、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密からの熱を大気中
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型式で、「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」の名称のピー
・エル・ランダン（Ｂ、　Ｌ　、　ｌＩｍｄｉｎ）によ
る１９５０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ζ
こは、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である。
例えは、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２
００　ｐｓｉａ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
はるかζこ高い温度の熱源が必要であり、約２１６℃（
４２０’Ｆ）までの熱であれは、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、圧縮空気は空気が燃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
℃（５００″Ｆ）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、逆流給温作業
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。
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が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
用能であるからスチームボイラを必要としない。
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図面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１４９℃（３００’Ｆ）乃
至２０４℃（４００″Ｆ）の温度であり、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
圧縮空気の温度は約２１℃（７０下）乃至６０℃（１４
０下）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３Ｉこ到る。
路線１０を介して空気圧縮機から出る圧縮空気の温度は
約１４９℃（３００１″）乃至約２０４℃（４００”Ｆ
）であり、熱交換器１１を通過する時に路線１２を通る
水と熱交換する。従って圧縮空気の温度は約４６℃（１
１５’Ｆ　）乃至６６℃（１５０″Ｆ）まで降下する。
路線７の水は熱交換器６内における熱交換の後で約１４
９℃（３００″Ｆ）乃至約２０４℃（４００″Ｆ）の温
度で飽和装置１５の頂部に導入される。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、該温度における水の温度は約１６６℃（３３
０下）である。蒸発後に残留する水は路線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
て吸込まれ、路線７及び熱交換器６に到るか又は路線１
３及び１２を介して熱交換器１１に到る。
主として約１２１℃（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。燃焼用燃料は路線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２
２が駆動する。
該タービンは、４１こ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ζこ、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
れによって路線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によって路線３２を介して補給水を追加可
能である。
本発明により得られる改良点は、股間冷却及び空気給温
の特性を有することにより存在する相互増動作用による
ものである。股間冷却がなければ、圧縮機を出る空気の
温度は著しく高くなり約３１６℃（６００″Ｆ）乃至４
２７℃（８００下）ｌこなり、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必要充分なものよ
りはるかに高品質なものになる。このように低レベル熱
の代り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
ら股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１４９℃（３００”Ｐ　）乃至２０４℃（４００
″Ｆ）となり、給湿用の該圧縮空気から回収される熱は
、給湿用として適当な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
よりも高くなる。同様ｌこ、圧縮空気が逆流給湿機に導
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ｌこ含有される）から低レベル熱
を回収することが可能となる。
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ｌこ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ｌこ産する
工場と組み合わせて使用可能である。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ｌこ、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。従って当然のことながら該工程に用いる設備投
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ｌこ受けることがわ
かる。
ＧＥＣ（Ｇｅｎｅｒａｌ　Ｅｌａｃｔｒｉｃ　Ｃｏｍｐ
ａｎｙ）が出版しているデータｌこよれば、複合サイク
ルの場合の熱効率は、７０ＭＷ乃至６００　ｍｗの寸法
の設備として、約３９．１％乃至４４．８％である。
メ ン 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り、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ハードウェ
アのみを必要とする。ガスタービンの点火温度が高けれ
ば高い程、該工程の効率は増加する。
表ｎ　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５％　４８−４９　３９−４５　４３　３８春消
費率、ＢＴＵ／富１Ｊ６９４４−７０７０　７６２５−
８７３０　７９４０　８９８０に消費量、Ｇａｌ　／　
ン■０．２３−０．２５　０，４０　０．４０　−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りも著しく高い。
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の出力の設備において、複合サ
イクルの場合、必要な燃料 ＝　５００　Ｘ　１０００　ＫＷＸ　７６２５−Ｘ　２
４　Ｘ　３６５　””−ＴＵ Ｉ傭　ｙｒ年 −３，３４Ｘ　１０・ＭＭＢＴＵ／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　２４
　Ｘ　ａ６５煙ｌ側ＴＵ 圓　ｙｒ年 ＝　３．０４　Ｘ　１０’　ＭＭＢＴＵ／年ｅａｒ 従って改良型動力サイクルで節減される燃料は、年 ＝　（３，３４Ｘ　１０７−３．０４　Ｘ　１０７）　
ＭＭＢＴＵ／ｙ、ａｒ＝　０．３　Ｘ　１０’　ＭＭＢ
ＴＵ／　ｙｅａｒの年間節減（燃料費をＱ　４　／　Ｍ
ＭＢＴＵとする）に相当するＯ 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りもはるか
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１４９ｔ？（３００’Ｆ）乃至６０Ｃ
（１４０６Ｆ）の範囲の水を循環させる給温装置を予熱
することによって回収される低レベル熱が電力ζこ転化
する時、効果的な転化率は約３０％の水準である。
同様に本発明の工程の熱効率上、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
器を用いない場合熱効率は４５％にすぎないことが判明
している。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、この場合は本質的？こは不変であり約４
９ヂであった。かくて、前述の如く給温段階に先行して
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最終冷却器が有益であるが、必
要に応じて本発明の工程から該冷却を除去可能である。
上記低レベル熱の転化効率は米国特許第４，０８５，５
９１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、給温空気の比容積が高いことを利用して噴霧室に
て例えば空気等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。
このシステムにより得られる効率は５％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には極めて大きな
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
ｊするこ七が出来ない。
前述のことから明らかなように、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、エネルギ源が保護され、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いので
環境保護に役立っていることがわかる。複合サイクル設
備の場合、酸化窒素の放出を少なくするために燃焼器に
蒸気を噴射し、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ｌごは明らかなことで
あるが本発明にはある種の変型及び別型が可能である。
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
、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り、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。更に、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般式空気圧縮
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である。 ２．３・・・空気圧縮機、６，１１・・・熱交換器、１
５・・・飽和装置、２１・・・熱回収装置、２２・・・
タービン、　２４・・・燃焼器、　３０・・・発電機、
３３・・・ポ　ン　プ。 第２図 １−１６ヌ（・カロイ１：ノシー孝 手　季シ℃ネｒｌｉ　ロ：　壜彎 昭和６０年ｑ月／　日 ２、発明の名称　動力発生法 ３、補正をする者 事件どの関（系　特許出願人 名　称　フルＡ−・コーポレイシ三Ｊン６　補正により
増加する発明の数

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 ＋１１　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
    圧縮空気に給湿する段階を包含する動力発生法にして、
    抜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、これによって抜水の温度が上昇し、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って供給され、
    該圧縮空気と水との間の該熱交換が、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項記載の方法。 （３）該圧縮空気が飽和装置内の逆流水によって給湿さ
    れることを特徴とする特許請求の範囲第２項記載の方法
    。 （４）該タービンからの排気ガスが通過する時に該給温
    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項記載の方法。 （５）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項記載の方法。 （６）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項記載
    の方法。 （７）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って約１４９℃（３００°Ｆ
    ）乃至２０４℃（４００”Ｆ）から約２１℃（７０’Ｆ
    ）乃至約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２項記載の方法。 （８）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項記載の方法。 （９）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４６℃（１１５°Ｆ）乃至約６６℃
    （１５０″Ｆ）であることを特徴とする特許請求の範囲
    第８項記載の方法。 （１０）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って該タービンを駆動させ、該燃焼
    のために熱希釈材として水蒸気を供給するために燃焼段
    階以前に該圧縮空気に給湿し、抜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。 ａυ　該タービンからの排気ガスが通過する時に該給温
    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１０項記載の方法。 ａ２　該タービンからの排気ガスが通過する時に抜水と
    熱交換し、該圧縮空気の給温以前に抜水の温度を上昇さ
    せることを特徴とする特許請求の範囲第１１項記載の方
    法。 ０３）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って、約１４９℃（３００
    °Ｆ）乃至約２０４℃（４００’Ｆ）から約２１℃（７
    ０’Ｆ）乃至約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１０項記載の方法。 （１４）　該多段式圧縮を終えた該圧縮空気の温度が約
    １４９℃（３００６Ｆ）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項記載の方
    法。
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