AT503534B1 - Wirkungsgrad- und nutzungsgradsteigerung bei gasturbinen - Google Patents

Abstract

Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerung eines Gasturbinenprozesses durch Eindüsung von Wasser in die Ansaugluft vor dem Kompressor mit der Vorsehung von bestimmten Abständen der Verdichterstufen zur möglichst vollständigen Verdunstung der jeweiligen Wassermenge mit einer isothermenähnlichen Kompression, wobei die Kompressionswärme durch Wasserverdunstung gebunden wird mit geringem Kompressionsleistungsbedarf, zusätzlich Einbringung von Wasserdampfmasse ohne Kompressionsaufwand in den Luft - Wasserdampfstrom nach der Kompression erzeugt durch Nutzung der Temperaturdifferenz des Abgasstromes nach dem Rekuperator und externer Abwärmequellen mit möglicher Nutzung der Kondensationswärme nach dem Kompressor durch Kondensation der Feuchtigkeit des unter Systemdruck stehenden Gas - Wasserdampfstrom durch Unterschreitung der Sättigungstemperatur und Abgabe der Kondensationswärme zur Erzeugung von Heizwärme auf technisch nutzbarem Niveau, wobei am Eintritt des Rekuperators eine gesättigte Luft / Wasserdampfmasse vorliegt, oder Führung der Wasserdampfbeladung über die Turbinenstufe und dem Rekuperator mit der Verdampfung eines ORC - Mediums durch die Kondensationswärme auf Umgebungsdruck entweder zur direkten Erzeugung von Heiz - / Fernwärme oder indirekt mittels Temperaturanhebung einer Wärmepumpe oder Nutzung in einem ORC - Prozess zur Stromerzeugung.

Description

österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15

Beschreibung

PATENTBESCHREIBUNG: WIRKUNGSGRAD - UND NUTZUNGSGRADSTEIGERUNG BEI GASTURBINEN

[0001] Gasturbinen mit Nasskompression mit der Eindüsung feinst zerstäubten Wassers in die Ansaugluft des Kompressors mit der Bindung der Kompressionswärme und damit einer Zwischenkühlung in den einzelnen Kompressiossstufen zur Verringerung der Kompressionsleistung und Verwendung eines Rekuperators zur Vorerwärmung des kalten feuchten Gasstromes durch die drucklosen heißen Turbinenabgase sind grundsätzlich bekannt, wo hier im besonderen das Patent US 2003/0019214 (Hitachi) vom 30. Jänner 2003 zu erwähnen ist. Gegenständliches Patent zeigt neben der Eindüsung der Wassermenge in die Ansaugluft zwei weitere Stellen, an denen eine Wassereindüsung in den komprimierten Gasstrom vorgesehen ist und zwar nach dem Kompressor und vor dem Eintritt in den Rekuperator.

[0002] Weiters wird in den beiden Patenten EP 1 205 640 A2 (General Electric) und JP 1 102 248 7 A (Hitachi) eine Eindüsung von Wasser in die Ansaugluft vor dem Kompressor vorsehen. Da bei diesen beiden Patenten jeder Hinweis auf die Verwendung eines Rekuperators zur Vorerwärmung der kalten feuchten Luftmasse durch die heißen Turbinenabgase fehlt, können diese beiden Patente keine Wirkungsgradsteigerung beanspruchen, da sich der Effekt von verminderter Kompressionsleistung und höherem Brennstoffbedarf durch den zusätzlichen Erwärmungsbedarf der ca. 85°C kalten Luft -Wasserdampfmasse nach dem Kompressor bis zur Turbineneintrittstemperatur von ca. 1000°C verglichen mit der polytropen Verdichtung und einer Temperatur von ca. 275°C nach dem Kompressor mit geringerem Brennstoffverbrauch jedoch höherer Kompressionsleistung gegenseitig aufheben und exakt der gleiche Wirkungsgrad wie bei einem einfachen Gasturbinenprozess herauskommt.

[0003] Gegenständliche Anmeldung geht ebenfalls von einer Eindüsung von feinst zerstäubten Wasser in die Ansaugluft vor dem Kompressor aus, jedoch von exakt jener Menge, welche am Ende des Kompressionsweges nach dem Kompressor eine gesättigte feuchte Luft - Wasserdampfmasse ergibt, wo die Sättigungstemperatur des jeweiligen Systemdruckes vorliegt, die bei 7 bar abs. und ca. 5 % Wasserzufuhr etwa 85°C beträgt. Eine weitere Zufuhr von flüssigen Wasserteilchen mit weiterer Verdunstung an dieser Stelle ist nicht mehr möglich und würde weiterhin in flüssiger Form vorliegen und erst im Rekuperator durch die Wärmezufuhr von Außen durch die heißen Turbinenabgase verdunsten. Bei dem erwähnten Patent US 2003/0019214 ist jedoch eine weitere Wasserzufuhr nach dem Kompressor sowie vor dem Rekuperator vorgesehen, wo dies je nach Menge durch den Bedarf an Wärme für die Wasserverdunstung auch zu einer signifikanten Absenkung der Temperatur nach dem Rekuperator führt, die neben einer üblichen Temperaturdifferenz am Rekuperator auch sehr deutlich an-wachsen würde und daher diese zusätzliche Temperaturdifferenz durch zusätzliche Brennstoffzufuhr ausgeglichen werden müsste um die gewünschte Turbineneintrittstemperatur von beispielsweise 1000°C zu erreichen.

[0004] Nachrechnungen haben gezeigt, dass der Höchstwirkungsgrad dann erreicht wird, wenn die komprimierte feuchte Luftmasse am Austritt des Rekuperators zur Brennkammer die Turbinenaustrittstemperatur abzüglich Differenztemperatur des Rekuperators annimmt und dadurch die Zufuhr an Brennstoff am geringsten ist, dies dann der Fall ist, wenn sich am Eintritt des Rekuperators keine flüssigen Wasserteilchen mehr befinden, die durch die heißen drucklosen Abgase verdunstet werden müssen und dadurch zu einem Ungleichgewicht in der Wäremebi-lanz des Rekuperators führen und so zu einer Absenkung der Temperatur des Druckgases am Austritt des Rekuperators führt. Bei der Zufuhr von weiterem Wasser wie im Patent angeführt, führt dies zu einer LEISTUNGSsteigerung der Gasturbine durch die höhere spezifische Wärmekapazität und zusätzlichen Massestrom durch das verdunstete Wasser im feuchten Gasstromes, der Wirkungsgrad sinkt aber, im Extremfall wenn soviel Wasser zugeführt wird, dass die gesamte Wärme die im Rekuperator zugeführt wird für die Wasserverdunstung genutzt wird hier dies im Wesentlichen einem einfachen Gasturbinenprozess mit Wasserdampfzufuhr, welche 1/9 österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15 durch die heißen Turbinenabgase in einem nachgeschalteten Dampfkessel verdampft wird und der Brennkammer vor der Turbine auf Systemdruck zugeführt wird mit dessen Wirkungsgrad, jedoch erhöhtem Brennstoffbedarf aber auch höherer Leistung gegenüber einem rein luftgeführten Prozess.

[0005] Die Aufgabe der Erfindung liegt darin einen Gasturbinenprozess zu beschreiben, welcher einen Höchstwirkungsgrad erreicht, wo jedoch nicht auf eine schädliche Wasserverdunstung im Rekuperator zurückgegriffen wird, sondern hier für die zusätzliche Wasserdampfeinbringung Temperaturdifferenzen im Prozessablauf, mögliche externe Abwärmequellen und auch der Wärmeüberhang dazu genutzt werden. Zusätzlich werden Maßnahmen zur Nutzungsgradsteigerung dieses Prozesses aufgezeigt, wie die Kondensationswärme bedingt durch die Wassereindüsung in die Ansaugluft mit Verdunstung vor dem Kompressor zur Nutzung als Heizwärme oder auch für einen nachgeschalteten ORC - Prozess sowohl für die Stromerzeugung, als auch als Wärmepumpe geschaltet für Heizwärme verwendet werden kann. Der Wärmeüberhang begründet sich dadurch, dass durch die Zufuhr eines Kohlenwasserstoffes als Brennstoff hier Wasserdampf als Verbrennungsprodukt anfällt und dadurch der Gasstrom nach der Brennkammer eine höhere spez. Wärmekapazität aufweist, wie der vor der Brennkammer, dies durch eine bestimmte Anordnung genutzt werden kann.

[0006] Die Erfindung löst die Aufgabe dadurch, dass neben dem bekannten Element wie der Wassereindüsung in die Ansaugluft vor dem Kompressor, welcher am besten mit abgestimmten Abständen zwischen den einzelnen Kompressorstufen zu einer möglichst vollständigen Wasserverdunstung in der jeweiligen Stufe führt und dadurch an der nächsten Stufe eine der Sättigungstemperatur entsprechende Temperatur vorliegt und nur jene Wassermenge eingebracht wird, die zu einer gesättigten Luft -Wasserdampfmasse nach dem Kompressor führt. Zusätzlich werden jene Temperaturdifferenzen für eine zusätzliche Wasserdampfeinbringung in das System ohne Kompressoinsaufwand genutzt (Wasser wird flüssig vor Wärmetauscher in die Druckrohre eingedüst und außen wird durch den Gasstrom mit höherer Temperatur - oder auch externe Abwärme - dieses eingedüste Wasser verdunstet), welche sich zum Einen am Rekuperator ergeben und zum Zweiten durch den Wärmeüberhang, bzw. aus der kleinen Expansionsturbine, wo durch die höhere spez. Wärmekapazität des drucklosen Abgases nach der Turbine ein zusätzlicher Luftstrom verdichtet und im Rekuperator erwärmt werden kann und vor der Brennkammer in dieser kleinen Expansionsturbine für Nutzleistungsgewinnung verwendet wird. Gegenständliche Anmeldung erreicht durch diese Maßnahmen einen um ca. 6 bis 8 % (absolut) höheren Wirkungsgrad, berücksichtigt man bei gegenständlichen Anmeldung auch den ORC -Prozess, steigt dieser Wert gegen 10 bis 12 %, als das Patent US 2003/0019214 mit dessen Höchstwirkungsgrad und einen Nutzungsgrad von auch über 100 % (gemessen am Unteren Heizwert) durch die Kondensation des durch die Verbrennung eines Kohlenwasserstoffes eingetragenen Wasserdampfes im Falle der Nutzung mit der Wärmepumpe am Prozessende. BESCHREIBUNG NACH FIG. 1 [0007] In die Ansaugluft vor dem Kompressor wird eine abgestimmte Wassermenge (1) fein zerstäubt eingebracht, dies zu einer isothermenähnlichen Kompression im Kompressor (2) mit geringem Kompressionsleistungsbedarf führt. Der Wärmetauscher mit dem Wassertröpfchenabscheider (3) ist der eigentliche Kondensationswärmetauscher wo die Feuchtigkeit aus der Verdunstung im Kompressor je nach Bedarf z.B. für die Erwärmung des Heizwassers genutzt werden kann. Die teilweise oder vollständig entfeuchtete Luftmasse wird weiter im Wärmetauscher (4) durch die Temperaturdifferenz des Hauptwärmetauschers/Rekuperators (6) und der Nutzung des Wärmeüberhanges mittels der kleinen Expansionsturbine (10) der noch heißen Abgase mit Feuchtigkeit beladen. Bei kleineren Turbineneinheiten kann diese Expansionsturbine auch entfallen und die Wärmeenthalpie aus dem Wärmeüberhang im Hauptgasstrom belassen werden und hier eine zusätzliche Wasserdampfmasse im Hauptgasstrom mittels Wärmetauscher (4) verdunstet werden, dies eine etwas geringere Wirkungsgradsteigerung bringt als die Nutzung in der Expansionsturbine, jedoch der Ablauf und Aufbau einfacher ist. Im Wärmetauscher (5) ist eine weitere Beladung durch externe Abwärmequellen möglich (ist aber nicht 2/9 österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15 zwingend). Die hier eingebrachte Feuchtigkeit im Gasstrom dient weiter zur Erzeugung von Nutzleistung an der Turbine. Am Kondensationswärmetauscher ist ein weitgehend stufenloser Betrieb durch Führung des Heizwasserstromes durch bestimmte Abstände entsprechend dem Heizleistungsbedarf und erforderlicher Temperatur an verschiedenen Anzapfungen möglich. Es ist zu beachten, dass bei Nutzung der Kondensationswärme die Temperatur des Gasstromes bei Vollast auf etwa 50°C (normal ca. 85°C) absinkt, dies in der Bemessung des Rekuperators Eingang zu finden hat um die ursprüngliche Rekuperatoraustrittstemperatur zu erreichen.

[0008] Im Hauptwärmetauscher/Rekuperator (6) wird der kalte teilweise wieder befeuchtete Gasstrom in die Nähe der Turbinenaustrittstemperatur (abzügl. Temperaturdifferenz) erwärmt. In der Brennkammer (7) erfolgt die Brennstoffzufuhr und eine Temperaturanhebung auf die Turbineneintrittstemperatur. In Turbine (8) erfolgt die Entspannung des Gasstromes mit Nutzleistungserzeugung. Die Entspannung kann ohne als auch mit Zwischenerhitzung erfolgen. Wärmetauscher (9) kann so situiert werden, dass die Kondensationswärme nach dem Prozess genutzt wird und diese für einen ORC - Prozess genutzt wird, dies zu einerweiteren Steigerung des Wirkungsgrades führt, oder auch zum Einsparen von Wasser für die Eindüsung in die Ansaugluft vor dem Kompressor und den Wärmetauschern zur Feuchtigkeitsbeladung. Der ORC -Prozess kann auch so geschaltet werden, dass das Wärmeträgermedium komprimiert wird und als Wärmepumpe zur Nutzung der Kondensationswärme mit Temperaturanhebung für einen Heizbetrieb dient, dies sich dann empfiehlt, wenn die benötigte Vorlauftemperatur des Heiznetzes bei Vollast unterhalb jener ca. 85° C befindet, die sich durch die Nutzung der Kondensationswärme auf Systemdruck ergeben. In der Wasseraufbereitung (11) werden die Kondensatwässer für die Wiederverwertung aufbereitet. Über den Kamin (12) wird das Rauchgas in die Umwelt geblasen.

[0009] Der Wirkungsgrad bei vollständiger Auskopplung des Wasserdampfes durch Kondensation im wasserdampfbeladenen unter Systemdruck stehenden Gasstrom sinkt etwas, dafür steigt der Nutzungsgrad der Anordnung, aber diese Betriebsverhältnisse liegen nur während der Heizperiode vor, die übrige Zeit werden optimale Betriebsverhältnisse hinsichtlich max. Wirkungsgrad erreicht. Zur Erreichung des max. möglichen Wirkungsgrades ist neben der Wassereindüsung in die Ansaugluft auch ein Rekuperator vorzusehen mit der Nutzung der heißen Turbinenabgase für die Vorerwärmung des kalten Gasstromes in die Nähe der Turbinenaustrittstemperatur. Zur weiteren Wirkungsgradsteigerung kann auch die Expansion des heißen unter Druck stehenden Gasstromes mit Zwischerhitzung zwischen den Turbinenstufen vorgesehen werden, dies bei größeren Systemdrücken bessere Werte als bei kleinen Systemdrücken bringt.

[0010] Bei der Nutzung der Kondensationswärme des wasserdampfbeladenen Gasstromes für Heizzwecke erfolgt auch ein Leistungsverlust an der Turbine, welcher bis zu 15 % bei vollständiger Kondensation des Wasserdampfes im Gasstrom betragen kann, gegenüber der normalerweisen Führung der gesamten Wasserdampfmenge über die Turbine, da die Feuchtigkeitsmengeimasse) an der Turbine zur Nutzleistungerzeugung fehlt auch durch die Verringerung der spezifischen Wärmekapazität des Gasstromes wenn der Wasserdampf fehlt. Der Wirkungsgrad sinkt bei einer weitgehenden Nutzung des Wasserdampfes im Luft/Wasserdampfstrom für Heizwärmegewinnung. Die Temperatur der genutzten Kondensationswärme der Feuchtigkeit des Gasstromes hängt vom Feuchtigkeitsanteil ab und beträgt bei 5% Feuchtigkeitsanteil und einem Systemdruck von 7 bar abs. ca. 85°C, dies für ein herkömmliches Heizungsnetz ausreicht. Sollten höhere Temperaturen benötigt werden, empfiehlt es sich das Heiznetz ähnlich einer bivalenten Wärmepumpe mit einem Spitzenlastkessel zu betreiben. In diesem Fall werden 85% von der Turbine durch Kondensationswärme bereitgestellt und lediglich 15% durch den Spitzenlastkessel, der mit einem (fossilen) Brennstoff befeuert wird. Ein unterschiedlicher Massefluss im Bereich von 7% durch die Auskoppelung der Feuchtigkeit und damit geringerer Massefluss durch die Turbine dürfte gegenüber normalen Betriebsbedingungen zulässig sein.

[0011] Liegt die benötigte Temperatur des Heiznetzes wesentlich unter diesen angeführten ca. 85°C ist die Führung der Wasserdampfmasse über die Turbine empfehlenswert, mit der Nutzung der Kondensationswärme nach der Turbine auf Umgebungsdruck entweder direkt durch 3/9 österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15

Kondensation auf Umgebungsdruck oder mittels Wärmepumpe mit einer geringfügigen Anhebung auf das beabsichtigte Temperaturniveau. Der Taupunkt einer Gasmasse mit ca. 10% Feuchtigkeit (Wasserdampfeintrag durch Kompression und Temperaturdifferenz, erhöhte Temperatur aus der kleinen Expansionsturbine aus dem Wärmeüberhang zusätzlich jener durch Verbrennung eines Kohlenwasserstoffes in der Brennkammer) liegt bei ca. 53°C wobei hier auch noch der Wassereintrag aus der Verbrennung als Kondensationswärme genutzt werden kann und damit das Leistungsniveau der Turbine höher liegt als bei der Nutzung der Kondensationswärme auf Systemdruck vor der Brennkammer. Bei einem neu zu errichtenden Heizungsnetz sollte die Spreizung Vorlauf/Rücklauftemperatur im Bereich von 60/40°C vorgesehen werden, um die Kondensationswärme möglichst ohne technische Hilfsmittel nutzen zu können und nur ein geringer Teil mittels Wärmepumpe konditioniert werden müssen. Ist die Auskoppelung unter Druck nach dem Kompressor vorgesehen, empfiehlt sich durch den Leistungsverlust an der Turbine die Auslegung der Gasturbine bzw. den Gasmassestrom so zu erhöhen, dass die ursprüngliche Leistung erreicht wird. Die Neubemessung um ca. 15% größer ist unter Umständen wirtschaftlicher als die Anschaffung einer Wärmepumpe gleicher Leistungsfähigkeit.

[0012] Der Wärmetauscher (Rekuperator) nach den Turbinenstufen sollte zur Einsparung von Kosten und wertvollen Materialen entsprechend der sinkenden Temperaturen angepassten und in weniger anspruchsvollen Materialqualitäten gefertigt werden (es ist hier durchaus möglich, dass ein zyklischer Betrieb mit einem mineralischen Regenerator mit Schamotten oder anderen Wärmespeichermedien, oder einer Kombination mit einem metallischem Gegenstromwärmetäuscher im unteren Temperaturbereich gefahren wird, dies vor allem bei indirekter Befeuerung mit einem Festbrennstoff von Bedeutung ist), wobei jedoch bei den Verdichterstufen ein gewisser Abstand (abhängig von der Wasserpartikelgröße) vorgesehen werden soll um eine möglichst vollständige Verdunstung der Wasserpartikel und Annäherung an die Sättigungstemperatur vor der nachfolgenden Verdichterstufe und damit geringem Verdichterleistungsaufwand zu ermöglichen. Für die rotierenden Verdichterschaufeln des Kompressors ist eine Oberflächenbehandlung insbesondere der Profilvorderkante hin zu Beschichtungen aus Hartmetall oder Här-tung/Nitrierung oder Hartverchromung angezeigt, um eine Beschädigung durch zu große Wassertröpfchen bei der Kollosion rotierende Schaufel/aufprallendes Wasserpartikel mit hoher Geschwindigkeit zu vermeiden. Ich möchte in diesem Zusammenhang den vom Anmelder entwickelten Zellenradkompressor (A 1827/2005) erwähnen, welcher eine Eindüsung in die Ansaugluft als auch während des Kompressoinsvorganges zulässt und auf Wasserpartikel unempfindlich ist und eine isothermenähnliche Kompression, als auch durch geringe Umlenkungen des Gastromes hohe Isentropenwirkungsgrade aufweist, sehr gut verwirklichen lässt. Zur Expansion des heißen Druckgases kann auch eine Zellenradturbine mit gleicher Anmlede-nummer Verwendung finden, die ein erheblich höheres Temperaturniveau am Turbineneintritt zulässt, verglichen zu einer üblichen Gasturbine.

[0013] Hinsichtlich der Ausgestaltung des Kompressors ist neben größeren Abständen der einzelnen Verdichterstufen auch unbedingt das geringere spezifische Volumen bedingt durch die geringere Temperatur während des Verdichtungsweges (ca. 85°C Temp. am Ende Verdichter verglichen mit ca. 275°C bei polytroper Verdichtung) und die größer werdende Gasmasse durch die Wasserverdunstung zu berücksichtigen, dies zu kleineren Durchmessern bei dem jeweiligen Druck verglichen zu der polytropen Verdichtung führt. Um gleich große Verdichterstufen weiter verwenden zu können und gleiche Anströmverhältnisse zu erhalten könnten unter Umständen bewegliche Leitschaufeln hier Verwendung finden. Bei stationären Betriebsverhältnissen ist die angepasste Größe sicher empfehlenswerter oder man verwendet Verdichterstufen mit höherem Druck bei der polytropen Verdichtung z.B. ca. 10 bar - Stufe (polytrop) für die ca. 7 bar Stufe (isothermenähnlich).

[0014] Der Kondensationswärmetauscher kann zu Zeiten wenn keine Wärmeauskopplung erfolgt durch einen Bypass umgangen werden um die Strömungsverluste zu reduzieren. Eine Teilnutzung des Gasstromes für die Wärmeerzeugung durch Führung über den Kondensationswärmetauscher mit Nutzung der Kondensationswärme ist nicht empfehlenswert, da nach Rückführung in den Hauptgasstrom, welcher sich im gesättigten Zustand auf höherem Tempe- 4/9 österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15 raturniveau befindet es ansonsten durch die Zuleitung des abgekühlten Teilgasstromes zur Kondensation im Hauptgastrom kommt, dies zu einer Temperaturabsenkung durch den Verdunstungsbedarf der flüssigen Teilchen der Gasmasse im Rekuperator kommt und mit unter Umständen beträchtlichen Mehraufand von Brennstoff die Temperaturanhebung nach dem Rekuperator auf Turbineneintritttemperatur kommt. NÄHERUNGSWEISE BERECHNUNG AN HAND EINES BEISPIELES: [0015] Ich ersuche hier zu bedenken, dass die hier gewählten Parameter beispielsweise herausgegriffen sind, wo es hinsichtlich der Wahl von Druck und Temperatur mehrere hundert, wenn nicht mehrere tausend verschiedener Kombinationen gibt, die naturgemäß zu einem anderen Ergebnis führen. Grundsätzlich ist zu erwähnen, dass bei Rekuperatoren das Wirkungsgradoptimum im Bereich von ca. 4 bis 6 bar abs. liegt, die Turbineneintrittstemperatur von der Verfügbarkeit von hochhitzebeständigen Werkstoffen abhängt und unter Berücksichtigung der Leistungsausbeute von einer vorgegebenen Turbinengröße die Leistung bei höheren Drücken größer wird, der Wirkungsgrad sinkt aber dabei. Die angegeben Enthalpiewerte sind Diagrammwerte aus Mollier h - s Diagrammen für Luft und Wasserdampf und berücksichtigen den jeweiligen Anteil an der Gesamtmasse. Üblicherweise wird mit einer Ansauglufttemperatur von 0°C gerechnet, hier 20°C, wo sich noch ein kleines Potential an Wirkungsgrad durch den geringeren Kompressionsleistungsbedarf bei niedrigeren Temperaturen (in etwa im Verhältnis der Absoluttemperaturen), dies vor allem für unsere Breitengrade Sommer - / Winterbetrieb von Wichtigkeit ist.

[0016] Der Isentropenwirkungsgrad für die Kompression und Expansion liegt in den meisten Fällen besser als 0,85 (vor allem der Zellenradkompressor) und daher das Ergebnis des Wirkungsgrades um etwa 3 bis 4% höher als das nachfolgend errechnete. Es wurde vorläufig angenommen, dass in Turbinenstufe 3% (Gewichtsanteile) Wasserdampf bei der Verbrennung enstehen und sich der Luftanteil (Sauerstoff) im gleichen Ausmaß verringert. Systemdruck 7 bar abs., Turbineneintrittstemperatur 1000°C, Faktor 1,005 Massezufuhr durch Brennstoff. Die Zufuhr des Wasserdampfes aus der Verbrennung erfolgt ohne Energieaufwand. Enthalpiewerte für Luft nach Polytropen -Entropiediagramm nach den Werten von Keeman und Kaye (berücksichtigen auch die unterschiedliche spez. Wärmekapazität bei verschiedenen Temperaturen und Drücken), für Wasserdampf nach h, s - Diagramm Prof. Dr. Ing. Ernst Schmidt, München.

[0017] Feuchtigkeitseintrag: ca. 5% Wasserzufuhr durch Wassereindüsung in Ansaugluft [0018] ca. 1 % Wasserzufuhr durch Wasserverdunstung der Gasstrom nach Expansionsturbine durch Wärmeüberhang [0019] ca. 1 % Wasserzufuhr durch Wasserverdunstung durch Temperaturdifferenz am Haupt-wärmetauscher/Rekuperator [0020] Isothermenähnliche Kompression bis 7 bar abs: [0021] W = RxTx1np1/p2 = [0022] 0,2872 kJ / kg.K x 293 K x 1 n 1 / 7 = -163,7 kJ / kg (t = 20°C) [0023] 0,2872 kJ/kg.Kx 358 Kx 1n 1/7 = -200 kJ / kg (t = 85°C) [0024] Arithmetisches Mittel: -182 kJ / kg (- = zuzuführende Energie) WASSERDAMPF: [0025] im Verhältnis der Gaskonstanten Wasser 0,4615 kJ / kg.K, W = - 292 kJ / kg (100 %) Annahme Wasseranteil gesamt ca. 5 % (fällt mit zunehmenden Weg als Gas an, daher etwa Hälfte der Gasmenge über Gesamtverdichtung) - 292 kJ / kg x 0,025 = 7,3 kJ / kg [0026] Verdichtung gesamt: 182 kJ / kg + 7,3 kJ / kg = 189,3 kJ / kg 5/9 österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15

Kondensationswärme: (von ca. 85° C bis ca. 50° C) 0,05x2653 kJ/kg+ 358 kJ/kg = 490 kJ/kg 0,01 x 2574 kJ / kg + 323 kJ / kg = 349 kJ / kg Enthalpiedifferenz: 141 kJ / kg [0027] Turbine: (1 % Restwasserdampf + 1 % Expansionsturbine + 1 % Temp. differenz Rekuperator + etwa 3 % Turbinenstufe durch Verbrennung eines Kohlenwasserstoffes) [0028] Turbinenstufe: [0029] 0,06 x 4600 kJ / kg + 0,97 x 1363 kJ / kg = 1598 x 1,005 = 1606 kJ / kg [0030] 0,06x3740kJ/kg + 0,97x 857kJ/kg= 1056x 1,005 = 1061 kJ/kg [0031] Enthalpiedifferenz: 545 kJ / kg [0032] Gasstromerwärmung: [0033] 0,03 x4600 kJ/kg + 1363 kJ/kg = 1501 kJ/kg 0,03 x3740kJ/kg + 857kJ/kg= 969kJ/kg [0034] Enthalpiedifferenz: = 532 kJ / kg [0035] Wärmeüberhang durch Wasserdampfgehalt vor und nach der Brennkammer (Turbine): 1061 kJ/kg-969 kJ/kg = 91 kJ/kg [0036] 92 kJ / kg : 10,61 = 8,67 % der Gesamtgasmasse kann in der Expansionsturbine verwendet werden [0037] 346 kJ / kg x 0,0867 = 29,9 kJ / kg 189 kJ / kg x 0,0867 = 16,4 kJ / kg (Kompressionsleistungsbedarf) [0038] Zusätzliche Nutzleistung: 13,6 kJ / kg WIRKUNGSGRAD BEI VOLLSTÄNDIGER KONDENSATIONSWÄRMENUTZUNG: 545kJ/kg+13.6 kJ/ke-189 kJ/ke =369.6 kJ/kg = 0.695 532 kJ / kg 532 kJ/kg

[0039] Temperaturdifferenz gewählt 35° C 369,6 kJ / kg : 567 kJ / kg = 0,652 zusätzlich 141 kJ / kg Wärme auf einem Temperaturniveau von ca. 85°C

[0040] Nutzungsgrad: 369,6 kJ / kg (Nutzleistung) + 141 kJ / kg (Nutzwärme) = 510,6 kJ / kg [0041] Brennstoffzufuhr: 532 kJ / kg + 35 kJ / kg (Temp. diff) = 567 kJ / kg [0042] 510,6 kJ / kg : 567 kJ / kg = ca. 90 % (bei Feuchtigkeitszufuhr 7 %) WIRKUNGSGRAD WENN KEINE KONDENSATIONSWÄRME AUSGEKOPPELT WIRD: [0043] mit Berücksichtigung eines ORC - Prozesses am Prozessende TURBINENSTUFE: [0044] 0,10 X4600 kJ/kg + 0,97x 1363 kJ/kg = 1782 x 1,005 = 1791 kJ/kg 0,10x3740kJ/kg + 0,97x 857kJ/kg= 1205x 1,005 = 1211 kJ/kg [0045] Enthalpiedifferenz: 580 kJ / kg [0046] Erwärmung: [0047] 0,07x4600kJ/kg+ 1363kJ/kg = 1685kJ/kg [0048] 0,07 x 3740 kJ/kg + 857kJ/kg = 1119kJ/kg [0049] Enthalpiedifferenz: 566 kJ / kg 6/9

Claims (7)

1. österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15 [0050] Expansionsturbine: ca. 15,7 kJ / kg [0051] ORC - Process: ca. 19 kJ / kg WIRKUNGSGRAD WENN KEINE KONDENSATIONSWÄRME GENUTZT WIRD: 580 kJ/kg + 15.7 kJ/kg + 19 kJ/kg -189 kJ/kg = 425JkJ/kg = 0,752 566 kJ/kg 566 kJ/kg [0052] Temperaturdifferenz gewählt 35°C = 425,7 kJ / kg : 601 kJ / kg = 0,708 [0053] Wirkungsgrad ohne eines ORC - Prozesses am Prozessende: [0054] 425,7 kJ / kg -19 kJ / kg = 406,7 kJ / kg : 566 kJ / kg = 0,718 [0055] mit Berücksichtigung Temperaturdifferenz: 406,7 kJ / kg : 601 kJ / kg = 0,676 [0056] Der Wirkungsgradverlust durch Druckverluste in den einzelnen Aggregaten ist nicht berücksichtigt. Es ist aber auch zu bedenken, dass hier in den Berechnungen der Isentropen-wirkungsgrad in der Turbine mit 0,85 unterstellt wurde, welcher bei modernen Turbinen sich meistens in einem Bereich von 0,90 bis 0,93 bewegt und daher Druckverluste durchaus wettgemacht werden können. Patentansprüche 1. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerungsteigerung eines Gasturbinenprozesses, wobei zur Verminderung des Kompressionsleistungsbedarfes feinst zerstäubtes Wasser in die Ansaugluft vor dem Kompressor (2) (Axial - oder Zellenradkompressor) eingedüst wird, damit die Bindung der Kompressionswärme mit isothermenähnlicher Verdichtung erfolgt, und in Verbindung weiterer Wassermasse im Wärmetauscher (4) oder einem leichten Überschuss nach dem Kompressor (2), dadurch gekennzeichnet, dass durch Temperaturdifferenzen im Prozessverlauf in der Weise weiter verdunstet wird, dass am Eintritt vom Rekuperator (6) eine gesättigte Luft - / Wasserdampfmasse vorliegt, welche durch Wärmerückgewinnung mittels Rekuperator (6) aus den heißen drucklosen Turbinenabgasen zur Vorerwärmung des einströmenden gesättigten Wasserdampf - Luftstromes eingesetzt wird.
2. 2. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerungsteigerung eines Gasturbinenprozesses, wobei zur Verminderung des Kompressionsleistungsbedarfes feinst zerstäubtes Wasser in die Ansaugluft vor dem Kompressor (2) (Axial - oder Zellenradkompressor) eingedüst wird, damit die Bindung der Kompressionswärme mit isothermenähnlicher Verdichtung erfolgt, dadurch gekennzeichnet, dass nur der feuchte Gasstrom aus der isothermenähnlichen Verdichtung alleine oder mit weiteren Abwärmequellen wie der Einleitung des noch heißen Teilstromes der Expansionsturbine (10) oder nutzbarer Temperaturdifferenzen im Prozessverlauf zusätzlich mit externen Wärmequellen im Wärmetauscher (5) für die Wasserverdunstung nach der Kompression eingebunden werden, dass am Eintritt vom Rekuperator (6) eine gesättigte Luft - / Wasserdampfmasse vorliegt, welche durch Wärmerückgewinnung mittels Rekuperator (6) aus den heißen drucklosen Turbinenabgasen zur Vorerwärmung des einströmenden gesättigten Wasserdampf - Luftstromes eingesetzt wird.
3. 3. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerung eines Gasturbinenprozesses nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der nach der Kompression und weiteren Feuchtigkeitsbeladung durch interne und externe Wärmeströme ankommende feuchtigkeitsbeladene Gasstrom in einem Kondensationswärmetauscher der unter Druck stehenden Gasmasse die Feuchtigkeit auskondensiert und dabei die freiwerdende Wärme auf einem technisch nutzbaren Temperaturniveau anfällt und für Fleizzwecke genutzt werden kann, dies zu einem Nutzungsgrad bis zu ca. 90% führt.
4. 4. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerung eines Gasturbinenprozesses nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmetauscher (Rekuperator) nach den Turbinenstufen entsprechend der sinkenden Temperaturen angepassten und damit in we- 7/9 österreichisches Patentamt AT 503 534 B1 2010-09-15 niger anspruchvollen Materialqualitäten gefertigt wird, oder ein Regenerator mit einer ke-ramischen/mineralischen Wärmespeichermasse Verwendung findet wo durch zyklischen Druckbetrieb/Heizbetrieb die gespeicherte Wärme abwechselnd in zwei Linien für die Vorerwärmung der gesättigten Luft/Wasserdampfmasse genutzt wird und so bis auf die Umschaltphasen im Wesentlichen ein kontinuierlicher Betrieb möglich wird, dies vor allem bei Verwendung von Festbrennstoffen mit indirekter Erwärmung im Hochtemperaturwärmetauscher von Bedeutung ist.
5. 5. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerung eines Gasturbinenprozesses nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass bei den Verdichterschaufeln eines Axialkompressors eine Oberflächenbehandlung hin zu einer Beschichtung und Härtung oder Hartverchromung angebracht wird, um eine Beschädigung durch zu große Wassertröpfchen bei der Kollosion rotierende Schaufel/aufprallendes Wasserpartikel mit hoher Geschwindigkeit vermieden wird.
6. 6. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerung eines Gasturbinenprozesses nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Wasserdampfbeladung nach dem Kompressor im Luftstrom verbleibt und auch den Turbinenstufen vollständig zur Verfügung steht und erst nach der Wärmerückgewinnung im Rekuperator (6) die Kondensationswärme auf Umgebungsdruck für die Verdampfung eines ORC -Mediums kondensiert wird mit zusätzli-cher/alternierender Nutzung des verdampften ORC - Mediums für einen Wärmepumpenbetrieb, dies vor allem dann, wenn ein geringeres Temperaturniveau für die Heizwärme bei Volllast benötigt wird als jenes der Kondensation von Feuchtigkeit nach dem Kompressor bzw. vor den Turbinenstufen.
7. 7. Wirkungsgrad - und Nutzungsgradsteigerung eines Gasturbinenprozesses nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmeüberhang begründet durch die unterschiedliche spezifische Wärmekapazität des Gasstromes vor und nach der Brennkammer eine zusätzliche Gasmasse des Hauptgasstromes mitverdichtet wird und nach dem Rekuperator in eine Entspannungsturbine geleitet wird mit Nutzleistungserzeugung, oder dieser Wärmeüberhang für die zusätzliche Verdunstung im Hauptgasstrom genutzt wird mit der Abarbeitung in der Hauptturbine, wodurch der Aufbau einfacher wird, jedoch nicht ganz so effektiv wie in der Entspannungsturbine. Hierzu 1 Blatt Zeichnungen 8/9