ガスタービンシステム
【課題】 熱交換機の耐久性の低下を抑制可能とするガスタービンシステムを提供する。
【解決手段】 ガスタービンシステム１は、ガスタービン１０と、ガスタービン１０の後段に設けられた発電機Ｇと、ガスタービン１０の前段に設けられた冷却用クーラー２０とを備えている。ガスタービン１０は、タービン１２と該タービン１２の前段に配置された圧縮機１１とを有している。冷却用クーラー２０は、熱交換器２２を用いて、ガスタービン１０における空気の入口部分を冷却する。
【解決手段】 ガスタービンシステム１は、ガスタービン１０と、ガスタービン１０の後段に設けられた発電機Ｇと、ガスタービン１０の前段に設けられた冷却用クーラー２０とを備えている。ガスタービン１０は、タービン１２と該タービン１２の前段に配置された圧縮機１１とを有している。冷却用クーラー２０は、熱交換器２２を用いて、ガスタービン１０における空気の入口部分を冷却する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ガスタービンシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
上記技術分野に関する従来の技術として、特許文献１に記載の廃熱回収システム搭載車両が知られている。この廃熱回収システム搭載車両は、エンジンを冷却するための冷却水が循環する冷却水回路と、冷却水回路の冷却水からエンジンの廃熱を回収するランキンサイクルと、車室内に供給される空調風を冷却するエアコンサイクルと、ランキンサイクルの凝縮器及びエアコンサイクルの凝縮器のそれぞれに対して設けられた第１及び第２のモータファンと、これらのモータファンを制御するコントローラとを備えている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１０−１８８９４９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、特許文献１に記載の廃熱回収システム搭載車両のように、エンジンの廃熱を回収するシステムにおいて、エンジン排気と冷媒との間で熱交換を行う熱交換器は、高温のエンジン排気に曝されるため、その耐久性が低下する虞がある。
【０００５】
本発明は、そのような事情に鑑みてなされたものであり、熱交換機の耐久性の低下を抑制可能とするガスタービンシステムを提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記課題を解決するために、本発明のガスタービンシステムは、空気と燃料との燃焼ガスによって駆動されるタービンを含むガスタービンと、ガスタービンにおける空気の入口部分を冷却する冷却手段と、を備えることを特徴とする。
【０００７】
このガスタービンシステムは、ガスタービンの入口部分を冷却する冷却手段を備えている。このため、このガスタービンシステムによれば、入口部分からガスタービンに供給される空気（入口空気）の温度を下げることができる。一般に、ガスタービンは、その入口空気の温度が低いほど出力が増加する。したがって、ガスタービンの入口空気の温度を下げれば、一定の出力を維持しつつ、タービンを駆動する燃焼ガスの温度を下げることができる。このため、このガスタービンシステムによれば、タービンの排気を比較的低い温度とすることができるので、タービンの排気に曝されるように熱交換器を配置した際にも、その熱交換器の耐久性の低下を抑制することが可能となる。
【０００８】
本発明のガスタービンシステムは、車両に搭載されており、該車両の空調手段を上記冷却手段として用いる態様とすることができる。この場合、当該ガスタービンシステムを備える車両の重量を低減することができる。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、熱交換機の耐久性の低下を抑制可能とするガスタービンシステムを提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】本発明に係るガスタービンシステムの第１実施形態の構成を示す図である。
【図２】ガスタービンサイクルを示すグラフである。
【図３】図１に示されたガスタービンのサイクル圧力比と熱効率との関係を示すグラフである。
【図４】図１に示されたガスタービンのサイクル圧力比と出力との関係を示すグラフである。
【図５】図１に示されたガスタービンシステムの変形例の構成を示す図である。
【図６】本発明に係るガスタービンシステムの第２実施形態の構成を示す図である。
【図７】本発明に係るガスタービンシステムの第２実施形態の構成を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、添付図面を参照して本発明の実施の形態について詳細に説明する。なお、図面の説明において同一の要素には同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００１２】
［第１実施形態］
図１は、本発明に係るガスタービンシステムの第１実施形態の構成を示す図である。図１に示されように、ガスタービンシステム１は、ガスタービン１０と、ガスタービン１０の後段に設けられた発電機Ｇと、ガスタービン１０の前段に設けられた冷却用クーラー（冷却手段）２０とを備えている。
【００１３】
ガスタービン１０は、空気を吸入して圧縮する圧縮機１１と、燃料を吸入して圧縮空気と混合させて燃焼させる燃料器（不図示）と、燃焼器からの燃焼ガスによって回転駆動されるタービン１２とを有している。
【００１４】
圧縮機１１とタービン１２とは回転軸１３によって連結されている。圧縮機１１は、回転軸１３の回転によって回転駆動して空気を吸入し、吸入した空気を圧縮する。そして、圧縮機１１は、その圧縮された圧縮空気を燃焼器に供給する。
【００１５】
燃焼器では、圧縮機１１から圧縮空気が供給されると共に燃料が供給され、圧縮空気と燃料とが混合して燃焼する。そして、燃焼器は、その燃焼ガスを、タービン１２に供給する。
【００１６】
タービン１２は、燃焼器から供給された燃焼ガスによって回転駆動して回転軸１３を回転させると共に、出力軸１４を回転させて燃焼ガスを排気する。発電機Ｇは、出力軸１４に連結されており、タービン１２の出力を利用して発電を行う。
【００１７】
冷却用クーラー２０は、冷媒を循環させるための冷媒回路２１と、冷媒回路２１上に順に配設された熱交換器２２、コンプレッサー２３、熱交換器２４及びしぼり２５とを有している。
【００１８】
熱交換器２２は、空気冷却用の蒸発器として用いられる。熱交換器２２は、圧縮機１１の前段に配置されており、圧縮機１１に供給される常温空気Ｐを冷却して冷却空気Ｐ０とする。つまり、熱交換器２２は、ガスタービン１０における空気の入口部分を冷却する。これにより、ガスタービン１０（圧縮機１１）には、比較的低温の冷却空気Ｐ０が供給されることとなる。
【００１９】
熱交換器２２において、常温空気Ｐとの熱交換を行った冷媒は、コンプレッサー２３で圧縮された後に凝縮器としての熱交換器２４で液化され、膨張弁としてのしぼり２５において膨張させられた後に、再び熱交換器２２に導入される。なお、コンプレッサー２３には、発電機Ｇで生じたガスタービンシステム１の出力（電力）の一部が供給される。
【００２０】
このように、本実施形態に係るガスタービンシステム１は、ガスタービン１０における空気の入口部分を冷却する冷却用クーラー２０を備えている。このため、このガスタービンシステム１によれば、ガスタービン１０の入口空気を冷却することができる。
【００２１】
図２は、入口空気の温度が常温の場合、及び、入口空気が冷却されている場合のそれぞれのガスタービン（ＧＴ）サイクルを示すグラフである。図２に示されるように、ガスタービン１０は、入口空気を冷却すると、出力や効率が向上する。なお、ガスタービン１０の効率は、供給した燃料が持つパワー量で出力を除することで求められる。
【００２２】
以下、入口空気の温度を変化させた場合のガスタービン１０の出力及び熱効率の変化について、図３及び図４を参照して具体的に説明する。
【００２３】
図３は、入口空気の温度が１５℃（常温）の場合、−３５℃の場合、及び−８５℃の場合のガスタービン１０のサイクル圧力比と熱効率との関係を示すグラフであり、図４は、入口空気の温度が１５℃の場合、−３５℃の場合、及び−８５℃の場合のガスタービン１０のサイクル圧力比と出力との関係を示すグラフである。
【００２４】
図３のグラフによれば、サイクル圧力比が５の場合のガスタービン１０の熱効率は次のようになる。
入口空気の温度が１５℃の場合：１７％
入口空気の温度が−３５℃の場合：１９％
入口空気の温度が−８５℃の場合：２１％
【００２５】
また、図４のグラフによれば、サイクル圧力比が５の場合のガスタービン１０の出力は次のようになる。
入口空気の温度が１５℃の場合：１６ｋＷ
入口空気の温度が−３５℃の場合：２２ｋＷ
入口空気の温度が−８５℃の場合：３１ｋＷ
【００２６】
このように、入口空気の温度を−８５℃に冷却すると、入口空気の温度が１５℃の場合に比べて、熱効率が４％、出力が１５ｋＷ向上する。一般に、０．１ｋｇ／ｓの空気を１５℃から−８５℃まで（約１００℃分）冷却するためには、０．１ｋｇ／ｓ×１００℃×定圧比熱（約１ｋＪ／ｋｇ・Ｋ）（約１０ｋＷ）が必要となる。したがって、出力の１５ｋＷの増加分のうちの１０ｋＷで入口空気を冷却すれば、正味の出力・熱効率は向上する。なお、この結果は、冷却用クーラー２０の成績係数（ＣＯＰ）が１の場合であり、冷却用クーラー２０の成績係数が２の場合には、半分の５ｋＷで済む。
【００２７】
以上説明したように、ガスタービン１０の入口空気の温度を下げれば、ガスタービン１０の出力が向上する。このため、ガスタービンシステム１によれば、ガスタービン１０の入口空気の温度を下げることにより、一定の出力を維持しつつ、タービン１２を駆動する燃焼ガスの温度を下げることができる。したがって、ガスタービンシステム１によれば、タービン１２の排気を比較的低い温度とすることができる。
【００２８】
その結果、例えば、図５に示されるように、ガスタービンシステム１において、タービン１２の排気に曝されるように廃熱回収のための熱交換器３０を配置した際に、その熱交換器３０の耐久性の低下を抑制することが可能となる。
【００２９】
また、ガスタービンシステム１においては、熱交換器２２，３０が、タービン１２の高温の排気に曝されることが避けられるので、熱交換器２２，３０を構成する材料を比較的安価なものとすることができる。
【００３０】
また、ガスタービンシステム１によれば、冷却用クーラー２０の冷却により、ガスタービン１０の入口空気の密度が増加するため、ガスタービン１０を流れる空気の体積が減少する。このため、ガスタービン１０を小型化することができる。
【００３１】
さらに、ガスタービンシステム１によれば、上述したように、熱効率を維持しつつ燃焼器の燃焼温度を下げることができる。このため、燃焼器の燃焼温度を下げることによって、燃焼器で生じるＮｏｘを低下させることができる。なお、図１及び図５に示されるガスタービン１０において、タービン１２と出力軸１４とは直結している必要はない。すなわち、ガスタービン１０は、タービン１２の後段に別のタービンをさらに設置し、その別のタービンに出力軸１４を接続して２軸形態にしてもよい。
【００３２】
［第２実施形態］
図６及び図７は、本発明に係るガスタービンシステムの第２実施形態の構成を示す図である。図６及び図７に示されるガスタービンシステム１Ａは、車両（ＥＶ）ＣＡに非常用発電機として搭載されている点、及び、車両ＣＡの室内用クーラー（エアコン：空調手段）Ａを冷却用クーラー２０として利用する（すなわち、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とを兼用する）点で、第１実施形態に係るガスタービンシステム１と異なっている。
【００３３】
このため、室内用クーラーＡは、熱交換器２２を用いて、圧縮機１１に供給される空気を−８５℃程度まで冷却できるように構成されている。このように室内用クーラーＡを冷却用クーラー２０として利用する際には、発電機Ｇで生じたガスタービンシステム１Ａの出力（電力）の一部が室内用クーラーＡに供給される。また、発電機Ｇで生じたガスタービンシステム１Ａの出力（電力）の残部は、緊急用パワーとして車両ＣＡに供給される。
【００３４】
このようなガスタービンシステム１Ａにおいては、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とが兼用されるので、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０との両方を別個に利用する場合に比べて、当該ガスタービンシステム１Ａが搭載される車両ＣＡの重量を低減することができる。
【００３５】
また、ガスタービンシステム１Ａにおいては、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とで部品が共有化されるので、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とを別個に構成する場合に比べて、コストを低減することができる。
【００３６】
さらに、ガスタービンシステム１Ａにおいては、車両ＣＡの停止中には燃焼温度を下げ、車両ＣＡの走行中には効率を優先して燃焼温度を上げるといった制御が可能となるため、停止中の車両ＣＡの周囲への熱害を低減することができる。
【符号の説明】
【００３７】
１，１Ａ…ガスタービンシステム、１０…ガスタービン、１２…タービン、２０…冷却用クーラー、２２…熱交換器。
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ガスタービンシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
上記技術分野に関する従来の技術として、特許文献１に記載の廃熱回収システム搭載車両が知られている。この廃熱回収システム搭載車両は、エンジンを冷却するための冷却水が循環する冷却水回路と、冷却水回路の冷却水からエンジンの廃熱を回収するランキンサイクルと、車室内に供給される空調風を冷却するエアコンサイクルと、ランキンサイクルの凝縮器及びエアコンサイクルの凝縮器のそれぞれに対して設けられた第１及び第２のモータファンと、これらのモータファンを制御するコントローラとを備えている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１０−１８８９４９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、特許文献１に記載の廃熱回収システム搭載車両のように、エンジンの廃熱を回収するシステムにおいて、エンジン排気と冷媒との間で熱交換を行う熱交換器は、高温のエンジン排気に曝されるため、その耐久性が低下する虞がある。
【０００５】
本発明は、そのような事情に鑑みてなされたものであり、熱交換機の耐久性の低下を抑制可能とするガスタービンシステムを提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記課題を解決するために、本発明のガスタービンシステムは、空気と燃料との燃焼ガスによって駆動されるタービンを含むガスタービンと、ガスタービンにおける空気の入口部分を冷却する冷却手段と、を備えることを特徴とする。
【０００７】
このガスタービンシステムは、ガスタービンの入口部分を冷却する冷却手段を備えている。このため、このガスタービンシステムによれば、入口部分からガスタービンに供給される空気（入口空気）の温度を下げることができる。一般に、ガスタービンは、その入口空気の温度が低いほど出力が増加する。したがって、ガスタービンの入口空気の温度を下げれば、一定の出力を維持しつつ、タービンを駆動する燃焼ガスの温度を下げることができる。このため、このガスタービンシステムによれば、タービンの排気を比較的低い温度とすることができるので、タービンの排気に曝されるように熱交換器を配置した際にも、その熱交換器の耐久性の低下を抑制することが可能となる。
【０００８】
本発明のガスタービンシステムは、車両に搭載されており、該車両の空調手段を上記冷却手段として用いる態様とすることができる。この場合、当該ガスタービンシステムを備える車両の重量を低減することができる。
【発明の効果】
【０００９】
本発明によれば、熱交換機の耐久性の低下を抑制可能とするガスタービンシステムを提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】本発明に係るガスタービンシステムの第１実施形態の構成を示す図である。
【図２】ガスタービンサイクルを示すグラフである。
【図３】図１に示されたガスタービンのサイクル圧力比と熱効率との関係を示すグラフである。
【図４】図１に示されたガスタービンのサイクル圧力比と出力との関係を示すグラフである。
【図５】図１に示されたガスタービンシステムの変形例の構成を示す図である。
【図６】本発明に係るガスタービンシステムの第２実施形態の構成を示す図である。
【図７】本発明に係るガスタービンシステムの第２実施形態の構成を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、添付図面を参照して本発明の実施の形態について詳細に説明する。なお、図面の説明において同一の要素には同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
【００１２】
［第１実施形態］
図１は、本発明に係るガスタービンシステムの第１実施形態の構成を示す図である。図１に示されように、ガスタービンシステム１は、ガスタービン１０と、ガスタービン１０の後段に設けられた発電機Ｇと、ガスタービン１０の前段に設けられた冷却用クーラー（冷却手段）２０とを備えている。
【００１３】
ガスタービン１０は、空気を吸入して圧縮する圧縮機１１と、燃料を吸入して圧縮空気と混合させて燃焼させる燃料器（不図示）と、燃焼器からの燃焼ガスによって回転駆動されるタービン１２とを有している。
【００１４】
圧縮機１１とタービン１２とは回転軸１３によって連結されている。圧縮機１１は、回転軸１３の回転によって回転駆動して空気を吸入し、吸入した空気を圧縮する。そして、圧縮機１１は、その圧縮された圧縮空気を燃焼器に供給する。
【００１５】
燃焼器では、圧縮機１１から圧縮空気が供給されると共に燃料が供給され、圧縮空気と燃料とが混合して燃焼する。そして、燃焼器は、その燃焼ガスを、タービン１２に供給する。
【００１６】
タービン１２は、燃焼器から供給された燃焼ガスによって回転駆動して回転軸１３を回転させると共に、出力軸１４を回転させて燃焼ガスを排気する。発電機Ｇは、出力軸１４に連結されており、タービン１２の出力を利用して発電を行う。
【００１７】
冷却用クーラー２０は、冷媒を循環させるための冷媒回路２１と、冷媒回路２１上に順に配設された熱交換器２２、コンプレッサー２３、熱交換器２４及びしぼり２５とを有している。
【００１８】
熱交換器２２は、空気冷却用の蒸発器として用いられる。熱交換器２２は、圧縮機１１の前段に配置されており、圧縮機１１に供給される常温空気Ｐを冷却して冷却空気Ｐ０とする。つまり、熱交換器２２は、ガスタービン１０における空気の入口部分を冷却する。これにより、ガスタービン１０（圧縮機１１）には、比較的低温の冷却空気Ｐ０が供給されることとなる。
【００１９】
熱交換器２２において、常温空気Ｐとの熱交換を行った冷媒は、コンプレッサー２３で圧縮された後に凝縮器としての熱交換器２４で液化され、膨張弁としてのしぼり２５において膨張させられた後に、再び熱交換器２２に導入される。なお、コンプレッサー２３には、発電機Ｇで生じたガスタービンシステム１の出力（電力）の一部が供給される。
【００２０】
このように、本実施形態に係るガスタービンシステム１は、ガスタービン１０における空気の入口部分を冷却する冷却用クーラー２０を備えている。このため、このガスタービンシステム１によれば、ガスタービン１０の入口空気を冷却することができる。
【００２１】
図２は、入口空気の温度が常温の場合、及び、入口空気が冷却されている場合のそれぞれのガスタービン（ＧＴ）サイクルを示すグラフである。図２に示されるように、ガスタービン１０は、入口空気を冷却すると、出力や効率が向上する。なお、ガスタービン１０の効率は、供給した燃料が持つパワー量で出力を除することで求められる。
【００２２】
以下、入口空気の温度を変化させた場合のガスタービン１０の出力及び熱効率の変化について、図３及び図４を参照して具体的に説明する。
【００２３】
図３は、入口空気の温度が１５℃（常温）の場合、−３５℃の場合、及び−８５℃の場合のガスタービン１０のサイクル圧力比と熱効率との関係を示すグラフであり、図４は、入口空気の温度が１５℃の場合、−３５℃の場合、及び−８５℃の場合のガスタービン１０のサイクル圧力比と出力との関係を示すグラフである。
【００２４】
図３のグラフによれば、サイクル圧力比が５の場合のガスタービン１０の熱効率は次のようになる。
入口空気の温度が１５℃の場合：１７％
入口空気の温度が−３５℃の場合：１９％
入口空気の温度が−８５℃の場合：２１％
【００２５】
また、図４のグラフによれば、サイクル圧力比が５の場合のガスタービン１０の出力は次のようになる。
入口空気の温度が１５℃の場合：１６ｋＷ
入口空気の温度が−３５℃の場合：２２ｋＷ
入口空気の温度が−８５℃の場合：３１ｋＷ
【００２６】
このように、入口空気の温度を−８５℃に冷却すると、入口空気の温度が１５℃の場合に比べて、熱効率が４％、出力が１５ｋＷ向上する。一般に、０．１ｋｇ／ｓの空気を１５℃から−８５℃まで（約１００℃分）冷却するためには、０．１ｋｇ／ｓ×１００℃×定圧比熱（約１ｋＪ／ｋｇ・Ｋ）（約１０ｋＷ）が必要となる。したがって、出力の１５ｋＷの増加分のうちの１０ｋＷで入口空気を冷却すれば、正味の出力・熱効率は向上する。なお、この結果は、冷却用クーラー２０の成績係数（ＣＯＰ）が１の場合であり、冷却用クーラー２０の成績係数が２の場合には、半分の５ｋＷで済む。
【００２７】
以上説明したように、ガスタービン１０の入口空気の温度を下げれば、ガスタービン１０の出力が向上する。このため、ガスタービンシステム１によれば、ガスタービン１０の入口空気の温度を下げることにより、一定の出力を維持しつつ、タービン１２を駆動する燃焼ガスの温度を下げることができる。したがって、ガスタービンシステム１によれば、タービン１２の排気を比較的低い温度とすることができる。
【００２８】
その結果、例えば、図５に示されるように、ガスタービンシステム１において、タービン１２の排気に曝されるように廃熱回収のための熱交換器３０を配置した際に、その熱交換器３０の耐久性の低下を抑制することが可能となる。
【００２９】
また、ガスタービンシステム１においては、熱交換器２２，３０が、タービン１２の高温の排気に曝されることが避けられるので、熱交換器２２，３０を構成する材料を比較的安価なものとすることができる。
【００３０】
また、ガスタービンシステム１によれば、冷却用クーラー２０の冷却により、ガスタービン１０の入口空気の密度が増加するため、ガスタービン１０を流れる空気の体積が減少する。このため、ガスタービン１０を小型化することができる。
【００３１】
さらに、ガスタービンシステム１によれば、上述したように、熱効率を維持しつつ燃焼器の燃焼温度を下げることができる。このため、燃焼器の燃焼温度を下げることによって、燃焼器で生じるＮｏｘを低下させることができる。なお、図１及び図５に示されるガスタービン１０において、タービン１２と出力軸１４とは直結している必要はない。すなわち、ガスタービン１０は、タービン１２の後段に別のタービンをさらに設置し、その別のタービンに出力軸１４を接続して２軸形態にしてもよい。
【００３２】
［第２実施形態］
図６及び図７は、本発明に係るガスタービンシステムの第２実施形態の構成を示す図である。図６及び図７に示されるガスタービンシステム１Ａは、車両（ＥＶ）ＣＡに非常用発電機として搭載されている点、及び、車両ＣＡの室内用クーラー（エアコン：空調手段）Ａを冷却用クーラー２０として利用する（すなわち、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とを兼用する）点で、第１実施形態に係るガスタービンシステム１と異なっている。
【００３３】
このため、室内用クーラーＡは、熱交換器２２を用いて、圧縮機１１に供給される空気を−８５℃程度まで冷却できるように構成されている。このように室内用クーラーＡを冷却用クーラー２０として利用する際には、発電機Ｇで生じたガスタービンシステム１Ａの出力（電力）の一部が室内用クーラーＡに供給される。また、発電機Ｇで生じたガスタービンシステム１Ａの出力（電力）の残部は、緊急用パワーとして車両ＣＡに供給される。
【００３４】
このようなガスタービンシステム１Ａにおいては、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とが兼用されるので、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０との両方を別個に利用する場合に比べて、当該ガスタービンシステム１Ａが搭載される車両ＣＡの重量を低減することができる。
【００３５】
また、ガスタービンシステム１Ａにおいては、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とで部品が共有化されるので、室内用クーラーＡと冷却用クーラー２０とを別個に構成する場合に比べて、コストを低減することができる。
【００３６】
さらに、ガスタービンシステム１Ａにおいては、車両ＣＡの停止中には燃焼温度を下げ、車両ＣＡの走行中には効率を優先して燃焼温度を上げるといった制御が可能となるため、停止中の車両ＣＡの周囲への熱害を低減することができる。
【符号の説明】
【００３７】
１，１Ａ…ガスタービンシステム、１０…ガスタービン、１２…タービン、２０…冷却用クーラー、２２…熱交換器。
【特許請求の範囲】
【請求項１】
空気と燃料との燃焼ガスによって駆動されるタービンを含むガスタービンと、
前記ガスタービンにおける前記空気の入口部分を冷却する冷却手段と、
を備えるガスタービンシステム。
【請求項２】
車両に搭載されており、該車両の空調手段を前記冷却手段として用いる請求項１に記載のガスタービンシステム。
【請求項１】
空気と燃料との燃焼ガスによって駆動されるタービンを含むガスタービンと、
前記ガスタービンにおける前記空気の入口部分を冷却する冷却手段と、
を備えるガスタービンシステム。
【請求項２】
車両に搭載されており、該車両の空調手段を前記冷却手段として用いる請求項１に記載のガスタービンシステム。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【公開番号】特開２０１２−１０７５５４（Ｐ２０１２−１０７５５４Ａ）
【公開日】平成２４年６月７日（２０１２．６．７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１０−２５６１３１（Ｐ２０１０−２５６１３１）
【出願日】平成２２年１１月１６日（２０１０．１１．１６）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年６月７日（２０１２．６．７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２２年１１月１６日（２０１０．１１．１６）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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