Verfahren zum Betrieb einer Gas-Dampf-Kraftanlage Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zum Betrieb einer Kraftanlage, mit mindestens einem Dampferzeuger mit eigener Brennstoffzufuhr, einer Dampfturbine und mindestens einer Gasturbine mit Brennkammer sowie mindestens einer Vorrichtung zum Austausch der Wärme zwischen den Treibgasen für die Gasturbine und dem Dampf für die Dampf turbine.
Die Brennkammer einer Gasturbine liefert be kanntlich Treibgase von einer Temperatur, die die für die Turbine zulässige Temperatur hoch übersteigt. Des halb wird den Treibgasen beim Verbrennungsvor gang eine entsprechende Menge Sekundärluft zu gesetzt, wodurch die Gase so weit abgekühlt werden., dass sie am Brennkammeraustritt bereits die für die Zuführung zur Gasturbine geeignete Betriebstempe ratur aufweisen.
Die Lieferung verhältnismässig grosser Mengen von Verbrennungs- bzw. Zusatzluft erfordert aber einen entsprechend grossen Kompressor, dessen höhe rer Kraftbedarf die Nutzleistung der Gasturbine ver ringert.
Bei den bekannten Gas-Dampf-Kraftanlagen wird die überschüssige Temperatur der in der Brenn- kammer der Gasturbine gebildeten Treibgase zur Erzeugung von Dampf für den Antrieb einer Tur bine verwendet. Zu diesem Zwecke ist hinter die Gas turbinen-Brennkammer stromab von ihr ein Wärme- austauscher vorgesehen, der von den heissen, aus der Brennkammer kommenden Treibgasen durchströmt wird und in dem eine von Speisewasser durchströmte Kühlschlange vorgesehen ist. Bei dieser Art der Kühlung der Treibgase kann ein wesentlich kleinerer Kompressor verwendet werden.
Der Betieb der Dampfturbine und der Gasturbine kann aber nicht für sich geregelt werden. Wird die Leistung der Gas turbine durch Zufuhr grösserer Mengen von Brenn- stoff erhöht, so erhöht sich auch die Leistung der Dampfturbine, während umgekehrt bei Verringe rung der Brennstoffzufuhr für die Gasturbine und damit der Leistung der Gasturbine auch die Leistung der Dampfturbine herabgesetzt wird.
Es sind auch Gas-Dampf-Kraftanlagen bekannt, bei welchen der zum Betrieb der Dampfturbine er forderliche Dampf in einem besonderen Dampf erzeuger entwickelt wird. Bei dieser Ausführung ist es nicht nur üblich, durch die Verbrennungsgase des Dampferzeugers den Dampf für die Dampfturbine zu erzeugen und die Luft für den Kompressor vor zuwärmen, sowie die Abgase der Gasturbine zur Vorwärmung der Verbrennungsluft bzw.
des Speise wassers auszunützen, sondern auch den der Turbine zugeführten Dampf vor seinem Eintritt in die Tur bine durch die in der Brennkammer entwickelten Treibgase zu überhitzen. Zu diesem Zwecke ist un mittelbar in der Brennkammer zwischen Brenner und Ausströmöffnung eine Rohrschlange vorgesehen, durch welche der Dampf geführt wird. Es findet dabei eine Überdruckverbrennung von Brennstoff in für den Betrieb der Gasturbine verdichteter Luft statt.
Durch den hierbei erhaltenen grösseren über hitzer-Wirkungsgrad soll die Elastizität der Anlage gesteigert werden. Bei dieser Ausführung ist zwar die Leistung der Dampfturbine nicht unmittelbar pro- portional zur Leistung der Gasturbine und umgekehrt, eine nennenswerte Änderung des Anteils der Dampf turbine und des Anteils der Gasturbine an der Ge samtleistung der Anlage lässt sich jedoch nicht errei chen.
Die Erfindung bezweckt, eine Gas-Dampf-Kraft- anlage mit eigenem Dampferzeuger und Ausnutzung der überschusswärme der in der Brennkammer ent wickelten Treibgase zur Überhitzung des in die Dampfturbine geführten Dampfes bzw. zur Zwischen überhitzung des von einer Druckstufe der Turbine zur anderen strömenden Dampfes so zu betreiben, dass der Anteil der Dampfturbine zum Anteil der Gas turbine an der gesamten Leistung der Anlage in weiten Grenzen veränderlich ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass zur Änderung des Leistungsanteils der Gasturbine an der Gesamt leistung der Anlage die Treibgase aus der Brenn- kammer mit einer wählbaren, 800 bis 1200 C be tragenden Temperatur austreten und nach Durch strömen des oder der ausserhalb und stromab der Brennkammer angeordneten Wärmeaustauschers bzw. Wärmeaustauscher mit mindestens annähernd kon stanter Temperatur der Gasturbine zugeleitet werden.
Auf diese Weise gelingt es überraschend, den Anteil der Dampfturbine und den Anteil der Gas turbine an der gesamten Leistung der Anlage in solchen Grenzen zu verändern, dass das Verhältnis 1 : 1,2 bis 1 : 10 betragen kann.
Bei Anordnung des Wärmeaustauschers ausser halb und stromab der Brennkammer werden die Treibgase nicht bereits in der Brennkammer auf die für die Turbine zulässige Betriebstemperatur ab gekühlt, sondern es wird die Temperatur der Gase durch Zuführung entsprechend eingeschränkter Luft mengen in Grenzen gehalten, die jedoch die Betriebs temperatur weit übersteigen.
Infolge der wesentlich eingeschränkten Küh lung strömen die Treibgase aus der Brennkammer mit Temperaturen aus, d'ie wahlweise zwischen 800 bis 1200 C bemessen werden können und mit diesen Temperaturen treten die Gase in einen der Brenn- kammer nachgeschalteten Wärmeaustauscher ein.
Hier erfolgt nun eine Abkühlung der Gase auf die für die Gasturbine zulässige Temperatur in der Weise, dass durch den Wärmeaustauscher der Dampf für die Dampfturbine hindurchgeleitet wird, welcher den Gasen den vorher bestimmten Wärmeüberschuss ab nimmt, worauf die Gase mit einer für die Gasturbine zulässigen Temperatur austreten und der Gasturbine zuströmen. Während also die Treibgase am Austritt aus dem Wärmeaustauscher eine konstante Tempe ratur aufweisen, kann ihre Temperatur beim Eintritt in dem Wärmeaustauscher in breiten Grenzen ge ändert werden.
Eine Änderung der Gastemperatur beim Eintritt in den Wärmeaustauscher (Dampfzwi- schenüberhitzer) hat nun einen wesentlichen Einfluss auf die Menge der umlaufenden Gase und so durch strömen den Wärmeaustauscher bei einer höheren Eintrittstemperatur kleinere Gasmengen, hingegen ist bei einer niedrigeren Eintrittstemperatur die Menge der durchströmenden Gase wesentlich grösser. Dies hat zur Folge, dass sich auch die Leistung der Gas turbine entsprechend der Temperatur ändert, welche die Treibgase bei ihrem Eintritt in den Wärmeaus tauscher jeweils aufweisen.
Durch wahlweise Anwen dung einer höheren oder einer niedrigeren Eintritts temperatur kann demnach der Anteil der Leistung der Gasturbine an. der Gesamtleistung der Anlage be einflusst werden. Der Leistungsanteil lässt sich auf diese Weise im Verhältnis von 1 : 1,2 bis 1 : 10 än- dern. So wird bei einer Eintrittstemperatur der Gase von 900 der Leistungsanteil der Gasturbine an der Gesamtleistung der Anlage ein grösserer sein, da bei dieser Temperatur den Wärmeaustauscher grössere Gasmengen durchströmen, hingegen wird sich der Leistungsanteil der Gasturbine entsprechend verrin gern, wenn die Eintrittstemperatur z.
B. auf 1100 C erhöht wird, in welchem Falle den Wärmeaustauscher wesentlich kleinere Gasmengen durchfliessen.
Während nun eine Änderung der Eintrittstempe ratur in bezug auf die Menge der umlaufenden Gase einen wesentlichen Einfluss hat, bleibt dieselbe ohne Einfluss auf die Menge des umlaufenden Dampfes, dessen Durchflussmenge gegenüber dem normalen Be trieb nicht geändert wird. Im normalen Betrieb wird daher unabhängig von der Eintrittstemperatur des Wärmeaustauschers die Dampfturbine bzw. der Wärmeaustauscher (Dampfzwischenüberhitzer) von gleichbleibenden Dampfmengen durchflossen.
Das hohe Wärmegefälle wird in dem Wärmeaus- tauscher derart ausgenützt, dass der jeweils festgelegte Wärmeüberschuss der Treibgase für die Zwischen überhitzung des Dampfes zwischen den Stufen der Dampfturbine oder auch für die Überhitzung des Ein trittsdampfes verwendet wird. Es kann auf eine ein fache Weise auch eine mehrfache Zwischenüber hitzung des Dampfes durchgeführt werden und eine Annäherung an eine isothermische Expansion erreicht werden.
Dabei werden zugleich auch die Schwierig keiten beseitigt, die mit der Durchführung einer ein fachen und um so mehr einer zweifachen Dampf zwischenüberhitzung verbunden sind. Eine mehrfache Zwischenüberhitzung des Dampfes ist bei den bisheri gen Ausführungen nahezu undurchführbar. Mit einer solchen Anlage wird im Dampfkreislauf ein höherer thermischer Wirkungsgrad und zugleich eine grössere Leistung bei einer gleichbleibenden Eintrittsmenge des Dampfes erreicht. Desgleichen wird die Nutz leistung der Gasturbine um den verminderten Kraft bedarf des Kompressors erhöht, da infolge der wesentlich eingeschränkten Kühlung der Treibgase in der Brennkammer bedeutend kleinere Mengen von Druckluft gebraucht werden.
Ein weiterer Vor teil besteht darin, dass der Wärmeaustauscher (Dampf- zwischenüberhitzer) unmittelbar an der Dampfturbine, vorzugsweise an deren Gehäuse angebracht werden kann. Durch diese Anordnung wird die Regulierung des Dampfkessels sowie der Dampfturbine selbst wesentlich erleichtert. Ausserdem entfallen die langen Dampfleitungen zwischen der Dampfturbine und dem Dampfkessel, so dass sich die Ausbildung des Dampf turbinenteils der kombinierten Anlage wesentlich ein facher gestalten lässt.
Durch die nun möglich ge wordene Regelung des Leistungsanteils der Gas turbine und der Dampfturbine an der Gesamtleistung der Anlage ist zugleich die Möglichkeit gegeben, das Verhältnis der zur Verwendung kommenden Brenn stoffe, z. B. Gas und Kohle, zu bestimmen und ihren Verbrauch den jeweils gegebenen Verhältnissen an zupassen. Das Betriebsverfahren: nach der Erfindung kann bei verschiedenartig geschalteten Gas-Dampf-Kraft- anlagen angewendet werden. Einige Schaltungsmög lichkeiten zeigen beispielsweise die Fig. 1 bis 3 der Zeichnung.
In Fig. 1 ist K ein durch die Gasturbine T1 an getriebener Kompressor, der mit der Turbine vorteil- haft auf einer gemeinsamen Welle angeordnet ist.
Die Gasturbine T1 wird durch die Treibgase gespeist, die in der Brennkammer S1 erzeugt werden, in welche einerseits die Brennstoffzufuhr 1, anderseits die Druckluftleitung 2 von dem Kompressor K mündet. In die Leitung 3 zwischen der Brennkammer S1 und der Gasturbine T1 ist ein Wärmeaustauscher V1 ein- geschaltet, dessen Wirkungsweise noch näher erläu tert wird.
Ein weiterer Wärmeaustauscher V2 ist in die Leitung 2 eingeschaltet und dient für die Er hitzung der von dem Kompressor K der Brenn kammer S1 zugeführten Druckluft durch die Abgase der Gasturbine T1. Die Abgase dieser Turbine werden sodann in die zweite Brennkammer S2 geführt, die durch die Leitung 4 mit Brennstoff versorgt wird. Hier werden die Abgase wieder auf die geeignete Temperatur erhitzt und durch die Leitung 5 der zweiten Gasturbine T2 zugeführt, die im dargelegten.
Beispiel auf einer gemeinsamen Welle mit der Dampf turbine T angeordnet ist und mit ihr zusammen den elektrischen Generator E antreibt.
Die Dampfturbine T wird aus dem Dampferzeu ger G, dem Brennstoff P zugeführt wird, über die Leitung 6 mit Dampf gespeist. Der Abdampf wird durch die Leitung 7 in den Kondensator H geführt und das Kondensat über den Erhitzer I, in welchem es durch die Abgase der Gasturbine T2 erwärmt wird, in den Dampferzeuger G zurückgeleitet.
Die An zapfungen V, IV, III und II der Dampfturbine T dienen als Regenerationsanzapfungen, während der Dampf aus der Turbine für die Zwischenüberhitzung durch die Leitung 8 in den Wärmeaustauscher V1 geführt wird, wo er den aus der Brennkammer strö menden Treibgasen ihren Wärmeüberschuss abnimmt. Der so zusätzlich erhitzte Dampf wird durch die Lei tung 9 in die Turbine T zurückgeführt.
In der Fig. 1 und 3 sind Anzapfungen II bis V dargestellt. Die Anzapfung I ist hier durch den Er hitzer I ersetzt, der die sonst verwendete Regenera- tionsanzapfung an der untersten Anzapfstufe be sorgt. Die Erhitzung erfolgt in diesem Falle durch die Abgase der Gasturbine T2. Die aus dem Erhitzer 1 austretenden Abgase können, wie aus Fig. 1 ersicht lich, noch in den Dampferzeuger G geführt und für die Dampferzeugung ausgenützt werden.
Nach Abgabe ihres Wärmeinhaltes entweichen die Abgase zu sammen mit den Verbrennungsgasen des Dampf erzeugers. Es ist auch möglich, den Erhitzer I erst hinter dem Dampferzeuger G anzuordnen. In Fig. 2 ist ein Fall dargestellt, wo die Abgase der Gasturbine T2 direkt in den Dampferzeuger G geführt werden.
Fig. 2 zeigt schematisch eine abgeänderte Anordnung, die von der in Fg. 1 gezeigten dadurch abweicht, dass die Dampfturbine T ohne Zwischenüberhitzung arbeitet. Die Dampfüberhitzung erfolgt hier in dem Wärmeaustauscher V3, der in die Leitung 3 zwischen der Brennkammer S1 und der Gasturbine T1 einge schaltet ist.
In Fig. 3 ist eine vereinfachte Anordnung dargestellt, bei der die zweite Brennkammer S2 ent- fällt. Es ist hier nur die Gasturbine T1 vorgesehen, die sowohl zum Antrieb des Kompressors K als auch zum Antrieb eines elektrischen Generators Ei dient. Die Dampfturbine T treibt allein den elektrischen Gene rator E an.
In die Leitung 3 zwischen der Brenn- kammer S1 und der Gasturbine T1 sind hier zwei Wärmeaustauscher V1, V3 eingeschaltet. Der W ärme- austauscher V3 dient hier zur überhitzung des Ein- trittsdampfes,
der Wärmeaustauscher V1 zur Zwi- schenüberhitzung des entspannten Dampfes der Dampfturbine T.
Die aus der Brennkammer S1 (Fig. 1 bis 3) aus tretenden Gase können mit einer Temperatur von 800 bis 1200 C die Brennkammer verlassen bzw. in die Wärmeaustauscher V1 (Fig. 1) oder die Wärme- austauscher V3 (Fig. 2 und 3) eintreten, während die Eintrittstemperatur in die Gasturbine annähernd konstant bleibt.
Bei einer Temperatur von beispiels- weise 800 C ist die Menge der durchströmenden Gase wesentlich grösser als bei einer höheren Temperatur von beispielsweise 1200 C.
Demzufolge lässt sich durch wahlweise Auslegung der Brennkammer-Austrittstem- peratur das Verhältnis der Leistung der Gasturbine zur Dampfturbine, deren Leistung als konstant an genommen wird, verändern, indem bei einer niedri geren Austrittstemperatur die Gasturbine einen grösseren und bei einer höheren Austrittstemperatur einen kleineren Anteil an der Gesamtleistung der An lage trägt.
Method for operating a gas-steam power plant The invention relates to a method for operating a power plant, with at least one steam generator with its own fuel supply, a steam turbine and at least one gas turbine with a combustion chamber and at least one device for exchanging heat between the propellant gases for the Gas turbine and the steam for the steam turbine.
It is known that the combustion chamber of a gas turbine delivers propellant gases at a temperature that greatly exceeds the temperature permitted for the turbine. A corresponding amount of secondary air is therefore added to the propellant gases during the combustion process, as a result of which the gases are cooled down to such an extent that they already have the operating temperature suitable for the supply to the gas turbine at the combustion chamber outlet.
However, the delivery of relatively large amounts of combustion or additional air requires a correspondingly large compressor, the higher power requirement of which reduces the useful output of the gas turbine.
In the known gas-steam power plants, the excess temperature of the propellant gases formed in the combustion chamber of the gas turbine is used to generate steam for driving a turbine. For this purpose, a heat exchanger is provided behind the gas turbine combustion chamber downstream of it, through which the hot propellant gases coming from the combustion chamber flow and in which a cooling coil through which feed water flows is provided. With this type of cooling of the propellant gases, a much smaller compressor can be used.
However, the operation of the steam turbine and the gas turbine cannot be regulated individually. If the power of the gas turbine is increased by supplying larger quantities of fuel, the power of the steam turbine also increases, while conversely, if the fuel supply for the gas turbine and thus the power of the gas turbine is reduced, the power of the steam turbine is also reduced.
There are also gas-steam power plants known in which the steam required to operate the steam turbine is developed in a special steam generator. In this design, it is not only common to use the combustion gases of the steam generator to generate the steam for the steam turbine and to preheat the air for the compressor, as well as the exhaust gases from the gas turbine to preheat the combustion air or
of the feed water, but also to superheat the steam supplied to the turbine by the propellant gases developed in the combustion chamber before it enters the turbine. For this purpose, a coil through which the steam is passed is provided directly in the combustion chamber between the burner and the outflow opening. There is an overpressure combustion of fuel in the air compressed for the operation of the gas turbine.
The greater overheater efficiency obtained in this way is intended to increase the elasticity of the system. In this embodiment, although the output of the steam turbine is not directly proportional to the output of the gas turbine and vice versa, a significant change in the proportion of the steam turbine and the proportion of the gas turbine in the total output of the system cannot be achieved.
The invention aims to provide a gas-steam power plant with its own steam generator and utilizing the excess heat of the propellant gases developed in the combustion chamber to superheat the steam fed into the steam turbine or to intermediate superheat the steam flowing from one pressure stage of the turbine to the other to operate so that the proportion of the steam turbine to the proportion of the gas turbine in the total output of the system can be varied within wide limits.
This object is achieved according to the invention in that to change the power share of the gas turbine in the total power of the system, the propellant gases exit the combustion chamber at a selectable temperature ranging from 800 to 1200 C and after flowing through the or the outside and downstream of the Combustion chamber arranged heat exchanger or heat exchanger with at least approximately con stant temperature of the gas turbine are fed.
In this way it is surprisingly possible to change the proportion of the steam turbine and the proportion of the gas turbine in the total output of the system within such limits that the ratio can be 1: 1.2 to 1:10.
When the heat exchanger is arranged outside and downstream of the combustion chamber, the propellant gases are not already cooled in the combustion chamber to the operating temperature permissible for the turbine, but the temperature of the gases is kept within limits by supplying correspondingly limited amounts of air, which, however, the operating temperature far exceed.
As a result of the significantly restricted cooling, the propellant gases flow out of the combustion chamber at temperatures that can be set between 800 and 1200 C, and at these temperatures the gases enter a heat exchanger downstream of the combustion chamber.
The gases are now cooled to the temperature permissible for the gas turbine in such a way that the steam for the steam turbine is passed through the heat exchanger, which removes the previously determined excess heat from the gases, whereupon the gases are at a temperature permissible for the gas turbine exit and flow towards the gas turbine. So while the propellant gases at the outlet from the heat exchanger have a constant tempe temperature, their temperature can be changed within wide limits on entering the heat exchanger.
A change in the gas temperature when entering the heat exchanger (steam intermediate superheater) now has a significant influence on the amount of circulating gases and so smaller gas quantities flow through the heat exchanger at a higher inlet temperature, whereas at a lower inlet temperature the quantity of gases flowing through is significant greater. As a result, the performance of the gas turbine also changes according to the temperature that the propellant gases have when they enter the heat exchanger.
By using either a higher or a lower inlet temperature, the proportion of the power of the gas turbine can be adjusted accordingly. the overall performance of the system can be influenced. In this way, the performance share can be changed in a ratio of 1: 1.2 to 1:10. For example, at an inlet temperature of the gases of 900, the power share of the gas turbine in the total power of the system will be greater, since at this temperature the heat exchanger will flow through larger amounts of gas, however, the power share of the gas turbine will accordingly verrin like if the inlet temperature z.
B. is increased to 1100 C, in which case significantly smaller amounts of gas flow through the heat exchanger.
While a change in the inlet temperature has a significant influence on the amount of circulating gases, it has no effect on the amount of circulating steam, the flow rate of which is not changed compared to normal operation. In normal operation, the steam turbine or the heat exchanger (steam reheater) is therefore traversed by constant amounts of steam regardless of the inlet temperature of the heat exchanger.
The high heat gradient is used in the heat exchanger in such a way that the specified excess heat of the propellant gases is used for intermediate superheating of the steam between the stages of the steam turbine or for superheating of the inlet steam. It can be carried out in a simple way, a multiple intermediate overheating of the steam and an approach to an isothermal expansion can be achieved.
At the same time, the difficulties associated with carrying out a single steam reheating and all the more double steam reheating are eliminated at the same time. Multiple reheating of the steam is almost impracticable in the previous versions. With such a system, a higher thermal efficiency and, at the same time, a higher performance is achieved in the steam cycle with a constant entry amount of steam. Likewise, the useful power of the gas turbine is increased by the reduced power requirement of the compressor, since significantly smaller amounts of compressed air are required due to the significantly limited cooling of the propellant gases in the combustion chamber.
Another advantage is that the heat exchanger (steam reheater) can be attached directly to the steam turbine, preferably to its housing. This arrangement makes regulation of the steam boiler and the steam turbine itself much easier. In addition, the long steam lines between the steam turbine and the steam boiler are omitted, so that the formation of the steam turbine part of the combined system can be made much easier.
The now possible ge control of the power share of the gas turbine and the steam turbine in the total output of the system is also given the possibility of the ratio of the coming fuel to be used, z. B. gas and coal to determine and to adapt their consumption to the given circumstances. The operating method: according to the invention can be used in gas-steam power plants connected in different ways. Some Schaltungsmög possibilities show, for example, FIGS. 1 to 3 of the drawing.
In FIG. 1, K is a compressor driven by the gas turbine T1, which is advantageously arranged on a common shaft with the turbine.
The gas turbine T1 is fed by the propellant gases which are generated in the combustion chamber S1, into which the fuel supply 1 on the one hand and the compressed air line 2 from the compressor K open on the other. In the line 3 between the combustion chamber S1 and the gas turbine T1, a heat exchanger V1 is connected, the mode of operation of which will be explained in more detail.
Another heat exchanger V2 is switched into line 2 and is used to heat the compressed air supplied by the compressor K to the combustion chamber S1 through the exhaust gases from the gas turbine T1. The exhaust gases from this turbine are then fed into the second combustion chamber S2, which is supplied with fuel through the line 4. Here the exhaust gases are reheated to the appropriate temperature and fed through line 5 to the second gas turbine T2, which is shown in FIG.
Example is arranged on a common shaft with the steam turbine T and drives the electric generator E together with her.
The steam turbine T is fed from the steam generator G, to which fuel P is supplied, via line 6 with steam. The exhaust steam is fed through the line 7 into the condenser H and the condensate is returned to the steam generator G via the heater I, in which it is heated by the exhaust gases from the gas turbine T2.
The taps V, IV, III and II of the steam turbine T serve as regeneration taps, while the steam from the turbine for reheating is passed through line 8 into the heat exchanger V1, where it removes the excess heat from the propellant gases flowing out of the combustion chamber. The steam thus additionally heated is fed back into the turbine T through the line 9.
In Figs. 1 and 3 taps II to V are shown. The tap I is replaced here by the heater I, which takes care of the otherwise used regeneration tap on the lowest tap stage. In this case, the heating takes place by the exhaust gases from the gas turbine T2. The exhaust gases exiting from the heater 1 can, as ersicht Lich from FIG. 1, still be fed into the steam generator G and used for generating steam.
After releasing their heat content, the exhaust gases escape together with the combustion gases from the steam generator. It is also possible to arrange the heater I only after the steam generator G. FIG. 2 shows a case where the exhaust gases from the gas turbine T2 are fed directly into the steam generator G.
FIG. 2 schematically shows a modified arrangement which differs from that shown in FIG. 1 in that the steam turbine T operates without reheating. The steam overheating takes place here in the heat exchanger V3, which is switched into line 3 between the combustion chamber S1 and the gas turbine T1.
3 shows a simplified arrangement in which the second combustion chamber S2 is omitted. Only the gas turbine T1 is provided here, which serves both to drive the compressor K and to drive an electrical generator Ei. The steam turbine T drives the electric generator E alone.
Two heat exchangers V1, V3 are connected in the line 3 between the combustion chamber S1 and the gas turbine T1. The heat exchanger V3 is used here to superheat the inlet steam,
the heat exchanger V1 for intermediate superheating of the expanded steam from the steam turbine T.
The gases emerging from the combustion chamber S1 (Fig. 1 to 3) can leave the combustion chamber at a temperature of 800 to 1200 C or into the heat exchanger V1 (Fig. 1) or the heat exchanger V3 (Fig. 2 and 3 ) occur while the inlet temperature in the gas turbine remains approximately constant.
At a temperature of 800 C, for example, the amount of gases flowing through is significantly greater than at a higher temperature of 1200 C, for example.
As a result, the ratio of the output of the gas turbine to the steam turbine, the output of which is assumed to be constant, can be changed by optionally designing the combustion chamber outlet temperature, in that the gas turbine has a larger share at a lower outlet temperature and a smaller share at a higher outlet temperature the overall performance of the system.