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PATENTANSPRÜCHE
1. Gasturbinenanlage mit einer Turbine (100, 200), bestehend aus einem Rotor (204) und einem den Rotor umgebenden Gehäuse (106, 216), gekennzeichnet durch eine Vorrichtung (114, 212) zum Einspritzen und Verbrennen eines Kraftstoffes in das bzw. im Gehäuse (106,216) sowie durch einen Katalysator (116, 218) im Innern des Gehäuses zum Verbessern der Verbrennung des Kraftstoffes.
2. Gasturbinenanlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Einspritzvorrichtung Düsen (114, 212) zum Einspritzen des Kraftstoffes in Teilmengen an wenigstens zwei Punkten aufweist.
3. Gasturbinenanlage nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch einen Kompressor (12,44,74) zum Komprimieren von Luft, welche der Turbine zugeführt wird.
4. Gasturbinenanlage nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kompressor eine Kühlvorrichtung zum Kühlen der Luft während der Kompression aufweist.
5. Gasturbinenanlage nach Anspruch 3, gekennzeichnet durch eine Wärmetauscher-Vorrichtung (16, 48,78) zum indirekten Aufheizen der komprimierten Luft mit den Abgasen der Turbine.
6. Gasturbinenanlage nach einem der Ansprüche 3 bis 5, gekennzeichnet durch eine Vorrichtung zum Einspritzen und Verbrennen eines Kraftstoffes in die komprimierte bzw. der komprimierten Luft zum Aufheizen der Luft vor dem Eintritt in die Turbine.
7. Verfahren zum Betrieb einer Gasturbinenanlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass ein Kraftstoff mit Luft in die Turbine eingespritzt und in Gegenwart eines Katalysators verbrannt wird.
Die Erfindung bezieht sich auf eine Gasturbinenanlage nach dem Oberbegriff von Anspruch 1.
Zur Zeit werden konventionelle Gasturbinen für die Erzeugung von elektrischer Energie verwendet, weil derartige Turbinen einfach sind, wenig Kosten verursachen und rasch in Betrieb gesetzt werden können. Trotzdem sind die Kraftstoff-Wirkungsgrade niedrig - etwa 25% gegenüber 35% für Alternativen, welche Dampfsysteme verwenden - und bei den momentan hohen Preisen von Kraftstoff haben Gasturbinen deshalb keine Anwendung gefunden ausser für kurze Spitzenbelastungen, bei denen der Wirkungsgrad kein entscheidender Faktor ist. Turbinen erfordern ausserdem verhältnismässig sauberen Kraftstoff, der zu niedrigen Kosten nicht mehr länger in der Form von natürlichem Gas erhältlich ist. Trotzdem werden Gasturbinen in grosser Zahl angewendet, um die Nachfrage nach elektrischer Energie während Spitzenzeiten zu befriedigen, wie z.B. für mehrere Stunden während des Abends.
Wenn der Wirkungsgrad nachhaltig verbessert werden könnte, wären Turbinen auch als Basis-Energielieferant attraktiv, d.h. für Dauer-Betrieb.
Der Turbinen-Wirkungsgrad kann durch Erhöhen der maximalen Betriebstemperatur verbessert werden, auch wenn dadurch die Anlagekosten bedingt durch die erforderlichen speziellen Konstruktionsmaterialien steil ansteigen.
Zur Zeit werden Eingangstemperaturen von 1093 bis 1204"C bei Gasturbinen verwendet, wobei in der Zukunft die Steigerung der Temperatur bis vielleicht 1647C innerhalb der nächsten ein oder zwei Dekaden erwartet wird. Normalerweise wird von einer Brennkammer, die Kraftstoff mit Luft verbrennt, heisses Gas in die Turbine geleitet, dessen maximal zulässige Temperatur durch die mechanischen Eigenschaften der Konstruktion begrenzt ist. Die Brennkammer steht dabei unter erhöhtem Druck und arbeitet in der Regel mit sauberem Gas oder flüssigem Kraftstoff. Sowohl Temperatur als auch Druck des Gases sinken während der Expansion in der Turbine wesentlich, was hauptsächlich vom Verhältnis zwischen Eingangs- und Ausgangsdruck abhängt, so dass die Abgase z.B. 538" C haben können.
Die Restwärme wird dann durch Wärmetauscher zurückgewonnen, meistens durch Wärmeaustausch mit dem kalten komprimierten Gas oder der Luft, die zur Brennkammer strömt. Der Wärmetauscher wird Rekuperator genannt und kann den Wirkungsgrad eines Turbinensystems wesentlich verbessern, wobei jedoch sein Anwendungsbereich beschränkt ist durch die Betriebstemperaturen, bei denen er arbeiten kann, beispielsweise bei 538" bis maximum 649"C. Daraus ergibt sich, dass der Wirkungsgrad für herkömmliche Turbinensysteme ein weites Feld für Verbesserungen offen lässt.
Maximale Turbinen-Eingangstemperaturen haben heute eine praktische mechanische Begrenzung bei ca. 1093" bis 1204"C und der potentiell hohe Wirkungsgrad, der theoretisch möglich wäre, wird somit in der Praxis noch nicht erreicht. Es werden grosse Anstrengungen unternommen, um höhere Betriebstemperaturen zuzulassen, wie z.B. durch Kühlung der Schaufeln mittels Luft oder Wasser oder durch verbesserte Materialien und keramische Schaufeln oder Überzüge. Der Betriebsdruck könnte mit der heutigen Technologie erhöht werden, wobei jedoch mit den heutigen Systemen keine Erhöhung des Wirkungsgrades möglich ist.
Eine Vielzahl von Modifikationen an Gasturbinen wurde schon vorgeschlagen, um die Arbeitsleistung zu erhöhen. So beschreiben die US-Patente Nur.2238905 und Nur.2478851 ein Aufheizen des Gases zwischen den Turbinen. Das letztere Patent schlägt auch vor, externe Brennkammern zwischen den Turbinenstufen zu verwenden, um einen Teil des Gases zwischen den Stufen auf hohe Temperaturen zu bringen. Ein derartiger Prozess kann jedoch ausserordentlich heisse Gase auf die Turbinenschaufeln bringen und dadurch mechanische Probleme verursachen. Die US-PS 3 928 961 beschreibt eine Gasturbinenanlage bei der ein Katalysator zur Verbrennungsförderung eingesetzt wird. Dieser ist jedoch ausserhalb der Turbine angeordnet, so dass die Verbrennung unvollständig bleibt.
Sowohl bei der US-PS 2243 467 als auch bei der US-PS 2305 785 wird Brennstoff in das System eingespritzt, ohne dass dadurch jedoch in der Turbine eine isothermische Expansion zu erreichen. Andere Publikationen von Interesse sind die US-Patente 2549 819 und 2407 166.
Ersichtlicherweise besteht also eine wesentliche Aufgabe der Erfindung darin, eine Gasturbinenanlage zu schaffen, die auf einfache und wirtschaftliche Weise Leistung mit viel höherem Wirkungsgrad erzeugen kann, ohne das Erfordernis neuer und schwieriger Technologien und höherer Maximaltemperaturen in der Turbine. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist die Erhöhung der abgegebenen Leistung bei einer gegebenen Gasmenge.
Ein verbesserter Wirkungsgrad wird erfindungsgemäss mit einer Gasturbinenanlage erreicht, welche die Merkmale im Kennzeichen von Anspruch 1 aufweist. Im speziellen erreicht die vorliegende Erfindung wesentlich höhere Kraftstoff-Wirkungsgrade durch Zuführen und Verbrennen von Kraftstoff an verschiedenen Punkten bzw. in verschiedenen Zonen des heissen Gasstroms währen dieser die Expansions-Turbine passiert, wobei weitgehend der ganze Temperaturabfall kompensiert wird, der sonst mit der Expansion des Gases verbunden wäre. Der maximale Druck im System wird im Ver gleich mit konventionellen Systemen erhöht, wodurch sich mit einer gegebenen Gasmenge mehr Leistung erzeugen lässt, ohne dass dabei der Turbinendurchmesser wesentlich ver grössert werden müsste. Einfacher ausgedrückt besteht das neue System aus einer Turbine , in der das Gas sich in einem Druckverhältnis von z.B.
2/1 bis 20/1 ausdehnt, wäh
rend die Gastemperatur mehr oder weniger konstant gehalten wird; dies wird durch Verbrennen von Kraftstoff während des Expansions-Prozesses, gefolgt durch einen Turbo Expansionsvorgang erreicht, während welchem weder Wärmeenergie zugeführt noch abgeführt wird, z.B. um die Temperatur des Abgases zu senken. Das austretende Abgas wird dann zu einem Wärmetauscher geführt, wobei es eine ausreichend niedrige Temperatur aufweist, um die Verwendung eines Wärmetauschers von akzeptabler Grösse und niedrigen Kosten zu erlauben, bei dem herkömmliche Materialien verwendet werden.
Der Wärmetauscher dient zur Kühlung des Abgases, und gleichzeitig zum Aufheizen eines Luft- oder Gasstroms, der komprimiert worden ist. Nach dem Aufheizen wird das Gas einem Kompressor zugeführt, in dem sein Druck auf das gewünschte Niveau gebracht wird. Die Gastemperatur wird dabei ebenfalls steigen, da keine nennenswerte Wärmemenge während diesem Kompressions-Schritt verloren geht. Das Gas kann anschliessend in einer Brennkammer weiter aufgeheizt werden, bevor es in die vorher erwähnte Turbine eintritt.
Verglichen mit anderen Systemen, die mit der gleichen Gasmenge arbeiten, ist das neue System gemäss der Erfindung gekennzeichnet durch einen viel höheren Wirkungsgrad, einen höheren Betriebsdruck, eine höhere Kraftstoffausnutzung und eine höhere Energieabgabe ohne das Erfordernis, die maximale Betriebstemperatur zu erhöhen. Andere nennenswerte Vorteile werden in der nachstehenden Beschreibung erläutert.
Die detaillierte Beschreibung der vorliegenden Erfindung wird in Verbindung mit den Zeichnungen zeigen, wie bekannte Bereiche der Technologie neuartig kombiniert werden können, um ungewöhnlich hohe Kraftstoff-Wirkungsgrade zu erzielen verglichen mit alternativen Turbinensystemen, und insbesondere um Wirkungsgrade zu erzielen, die besser sind als die besten modernen Dampfkraftanlagen.
Zudem werden die Einfachheit und andere wünschenswerte Merkmale von Turbinensystemen beibehalten, mit dem Resultat, dass diese sowohl für den Grundlast- oder Dauerbetrieb als auch für Spitzenbelastungen Verwendung finden.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden nachstehend beschrieben. Es zeigen:
Figur 1 die schematische Darstellung einer bevorzugten Ausgestaltung einer erfindungsgemässen Gasturbinenanlage,
Figur 2 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung mit einer Vereinfachung der Anlage gemäss Fig. 1,
Figur 3 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung mit einer zusätzlichen Vereinfachung der Anlage gemäss Fig.
2,
Figur 4 einen Teilschnitt durch eine Turbine in schematischer Darstellung,
Figur 5 einen Teilquerschnitt durch eine Turbine in abgewandelter Ausführungsform,
Figur 6 eine Graphik zur Darstellung der Beziehung zwischen Kompressionsverhältnis und Wirkungsgrad sowie zwischen Kompressionsverhältnis und Leistungsverhältnis, und
Figur 7 eine perspektivische Darstellung eines Katalysator Elements mit den Merkmalen der Erfindung.
Um die Gasturbinenanlage darzustellen, wird ihre Funktion anhand von Figur 1 beschrieben. Diese zeigt die wesentlichen Elemente des Prozesses, bei dem ein Gas, das im einfachsten Fall Umgebungsluft ist, durch eine Leitung 10 dem System zugeführt und komprimiert wird. Vorzugsweise erfolgt dies unter Wärmeentzug in einem isothermischen Kompressor 12. Eine derartige Kühlung durch Wärmeentzug dient der Erhöhung des Prozess-Wirkungsgrades durch Reduzierung der erforderlichen Kompressionsleistung und kann auf einfachste Weise ausgeführt werden, wie nachstehend noch beschrieben wird. Idealerweise ist die Kompression isothermisch, wobei konventionelle Zwischenkühler Verwendung finden können. Die Kühlung ist zwar ein wünschenswerter, aber nicht unbedingt erforderlicher Teil des Prozesses.
Nach einer Kompression auf ca. 10 bar geht das Gas über eine Leitung 14 zu einem Wärmetauscher 16, wo es mittels indirektem Austausch mit heissen Abgasen aufgeheizt wird, bevor diese an die Atmosphäre abgegeben werden. Komprimiertes Gas tritt dabei mit etwa 60"C (oder bei Kühlung mit etwa 27"C) in den Wärmetauscher ein und verlässt ihn mit einer Temperatur von etwa 504 C. Der Druckabfall des Gasstromes ist nur gering.
Das vorgeheizte Gas strömt dann über die Leitung 18 durch einen Kompressor 20, der dazu dient, den Druck auf das erforderliche Niveau von ca. 62 bar zu bringen; gleichzeitig wird, was ebenso wichtig ist, die Gastemperatur durch die Kompressionsarbeit auf 1038 bis 1093 C gebracht. Jeder Wärmeverlust während dieses Schrittes ist unerwünscht, und eine Abkühlung erfolgt nur durch unvermeidbare, konstruktionsbedingte Verluste.
Als nächstes strömt das Gas über die Leitung 22 zu einer Brennkammer 24, wo es mit Hilfe von Kraftstoffeinspritzungen durch eine Leitung 26 in Gegenwart eines Verbrennungs-Katalysators durch die Leitung 26 auf die maximale Temperatur von beispielsweise 1093 bis 1204"C aufgeheizt wird. Da das Gas anschliessend in eine Expansionskammer bzw. in eine Turbine 28 über eine Leitung 30 geleitet wird, beginnt es zu expandieren und gleichzeitig abzukühlen. Der mögliche Temperaturabfall wird jedoch durch zusätzliche Verbrennung von Kraftstoff in der Turbine 28 ausgeglichen.
Der Kraftstoff wird dabei über eine Leitung 32 zugeführt.
Auf diese Weise können flüssige oder gasförmige Kraftstoffe an verschiedenen Punkten des Turbinenmantels und in entsprechenden Schritten in die Turbine 28 eingespritzt werden.
Herkömmliche Kraftstoffe brennen bei der genannten Turbinentemperatur und in Gegenwart eines Verbrennungs-Katalysators, wobei eine relativ langsame Verbrennung meist genügend und in vielen Fällen unter Konstruktions-Gesichtspunkten sogar wünschenswert ist.
Die Gase verlassen die Verbrennungs-Turbine 28 mit einem niedrigen Druck von 6,2 bar aber immer noch mit einer sehr hohen Temperatur, so dass es schwierig sein würde, einen wirtschaftlichen Wärmetauscher für direkten Wärmeaustausch zu konstruieren. Aus diesem Grund werden die Gase abgekühlt, indem sie über die Leitung 34 einer Expansionsanordnung in Form einer Turbine 36 zugeführt werden, die mit einer herkömmlichen Turbine verglichen werden kann. Keine nennenswerte Erwärmung oder Abkühlung findet bei diesem im wesentlichen adiabaten Expansionsschritt statt, dagegen kann die Verbrennung von verbleibendem Kraftstoff zur Freisetzung von etwas Wärmeenergie führen. In der Turbine kann im Detail auch eine Kühlanordnung, beispielsweise durch die Einleitung von kalter Luft durch die Rotorschaufeln, vorgesehen sein.
Die Turbine 36 kann dabei z.B. eine Eingangstemperatur von ca. 1093"C und eine Ausgangstemperatur von ca. 538"C haben. Der Auslassdruck kann etwa 1 bar sein.
Das expandierte Gas aus der Turbine 36 strömt über die Leitung 38 zum vorher erwähnten Wärmetauscher 16, wo es abgekühlt wird, um die Wärmeenergie auf die kalte, vorkomprimierte Luft zu übertragen. Eine Temperaturdifferenz von 38"C reicht aus, um Wärme durch die Metalloberfläche des Wärmetauschers zu übertragen. Die Gase verlassen diesen Wärmetauscher über die Leitung 40 mit beispielsweise etwa 116 C und mit etwa atmosphärischem Druck und können entweder direkt ohne weitere Behandlung in die Atmosphäre abgegeben werden oder bei Bedarf vorher gereinigt werden.
Die Auslass-Gase können auch in kleineren oder grösseren Mengen durch Recycling zum Kompressor oder einem anderen geeigneten Punkt des Systems wieder genutzt werden.
Aus dieser Serie von einzelnen Prozess-Vorgängen resultiert eine nutzbare Leistungserzeugung. Die an den beiden Expandern bzw. Turbinen zur Verfügung stehende bzw.
abgegebene Energie ist wesentlich grösser als die von den beiden Kompressoren aufgenommene Energie.
Um die Vorteile der Erfindung noch eindrücklicher zu zeigen, wird nachstehend ein Vergleich in Form tabellarischer Aufstellungen von Betriebsdaten durchgeführt. Der erste Vergleich ist in Tabelle 1 wiedergegeben, die auf dem oben beschriebenen System basiert, wobei ein fiktiver Turbinenwirkungsgrad von 100% angenommen wird. Beim Wärmetauscher wird an beiden Enden eine Temperatur von etwa 38 C angenommen. Aus Gründen der Einfachheit wurde die Auswirkung der Kraftstoff-Gaskompression und -Expansion sowie der spürbaren Wärmeverluste vernachlässigt, was jedoch die Aussagekraft des Vergleichs nicht wesentlich beeinträchtigt. Als Vergleich sei darauf hingewiesen, dass ein konventionelles Gasturbinen-System für die Energieerzeugung einen Wirkungsgrad von etwa 35% erzielen würde.
Tabelle I Kompressionsarbeit Isothermisch 2632 kJ/mol Gas Adiabat 7 134 Total 9766 Expansionsarbeit Isothermisch 11 999 Adiabat 7441 Total 19440 Netto Energieüberschuss 9675 Eingespeiste Wärmeenergie total 12 847 Thermischer Wirkungsgrad % bei 1009'0 Turbinen-Wirkungsgrad 75,0 bei 90% Turbinen-Wirkungsgrad 61,8
Wie aus Tabelle 1 ersichtlich ist, ergibt das neue System einen Kraftstoff-Wirkungsgrad, der 50% über demjenigen konventioneller Systeme liegt. Dies erfolgt ohne Erhöhung der maximalen Temperatur. Der Betriebsdruck ist erhöht, liegt jedoch immer noch innerhalb der Kapazität der zur Zeit bekannten Technologie. Es wird eine zusätzliche Turbineneinrichtung benutzt, die Erhöhung des Energieüberschusses steht jedoch in einem Verhältnis dazu.
Der überraschend hohe Kraftstoff-Wirkungsgrad ist damit der überragende Vorteil der Erfindung.
Ein Betrieb bei 1204"C wird gegenüber 1093"C eine vernünftige Verbesserung des Wirkungsgrades ergeben, welche es sich lohnt auszunützen. In den gegebenen Beispielen ist die Expansionsanordnung bzw. Turbine für eine Ausgangstemperatur von 538"C konstruiert, was eine angemessene Temperatur ist für die Konstruktion von Wärmetauschern. Man könnte jedoch auch mit höheren oder tieferen Temperaturen arbeiten und würde immer noch wesentliche Vorteile durch die Turbine erreichen. Wie in der letzten Zeile von Tabelle 1 dargestellt, sind die Wirkungsgrade niedriger, wenn realistische Turbinen-Wirkungsgrade von 90% angenommen werden.
Die adiabate Expansionsanordnung bzw. Turbine 36 und der zugehörige Kompressor 20 sind hauptsächlich zur Temperatur-Regelung eingesetzt; dabei ist es wünschenswert, dieses System derart zu konstruieren, dass seine Energiemengen etwa derart ausgeglichen sind, dass der Expander die meiste oder alle Energie für den Betrieb des Kompressors liefert. Es ist daher vorteilhaft, diese Komponenten auf der gleichen Welle anzuordnen.
Die Wärmezufuhr zur Verbrennungsturbine 24 kann durch verschiedene Mittel erfolgen, wie z.B. durch stufenweises oder schrittweises Hinzugeben von Kraftstoff bzw. Kraftstoff durch den Turbinenmantel wie nachstehend noch detailliert beschrieben wird. Ein Teil des Kraftstoffes kann auch vorteilhaft vor der eigentlichen Turbine zugeführt werden, oder über die Statorschaufeln, durch Kanäle im Rotor usw. Das Beigeben von Kraftstoff über die Rotoranordnung erleichtert eine gute Verteilung des Kraftstoffes im Gasstrom. Zudem erzeugt die Rotation eine relative Geschwindigkeit, die beim Einspeisen von flüssigem Kraftstoff eine gute Zerstäubung fördert. Wasser kann als Emulsion dem Kraftstoff zugefügt werden, um die Zerstäubung zu fördern, wobei beispielsweise 3 bis 100% Wasser mit dem flüssigen Kraftstoff vermischt werden können.
Das Wasser kann in Form von Dampf verwendet werden, um den Kraftstoff zu zerstäuben und mit Luft anzureichern.
In bestimmten Fällen wird es vorteilhaft sein, die Verbrennung durch Vorheizen des Kraftstoffes zu erleichtern. Es können auch erweiterte Bereiche am Gehäuse der Turbine vorgesehen sein, die als Verbrennungszonen dienen. Generell ist eine relativ langsame Verbrennung erwünscht, um eine gleichförmige Temperatur aufrechtzuerhalten, wobei jedoch der Verbrennungsvorgang im wesentlichen abgeschlossen sein sollte, bevor die Gase die Expansions-Turbine verlassen.
Wie bekannt kann auch Luft durch oder entlang der rotierenden Flügel oder Schaufeln geblasen werden, um eine Kühlung und Temperaturregelung zu bewirken.
Es ist auch vorgesehen, dass das Gas innerhalb der Turbine durch Einspeisen eines brennbaren Gases kraftstoffhaltig sein kann, um dann eine kontrollierte Verbrennung durch schrittweises Zugeben von Luft statt von Kraftstoff zu erreichen. Dies ist besonders vorteilhaft, wenn Gas mit niedrigem Energiegehalt verwendet wird, wie z.B. 200 Btu/scf oder weniger. Es ist auch denkbar, dass derartiges Gas durch einen integrierten Vergaser geliefert wird, bei dem das Arbeitsgas durch eine Zone strömt, in der Kohle oder ein anderer Kraftstoff vergast wird, um Kraftstoff für die Turbine zu liefern. Anstelle des Betriebes mit einer kraftstoffhaltigen Atmosphäre kann Gaskraftstoff vom integrierten Vergaser auch während der Expansion hinzugefügt werden, wie oben beschrieben wurde.
Luft kann im System im Einwegverfahren verwendet werden, oder es ist denkbar, verbrauchtes Gas wieder zu verwerten, um die Gaszusammensetzung in den Turbinen oder im Vergaser zu kontrollieren. Aufbereitete Luft kann dem Vergaser hinzugefügt werden, um Wärme zu erzeugen.
Ein charakteristisches Merkmal des neuen Systems, das vor allem für Flugzeuge und andere Transportmittel von Interesse ist, besteht darin, dass die Expansionsturbinen derart konstruiert werden können, dass ein beliebiger Bereich von Leistungsabgabe und Kraftstoffwirkungsgrad erzielt wird. So kann für eine bestimmte Betriebsstufe Kraftstoff über eine längere Strecke in der Verbrennungs-Turbine verbrannt werden, um die Leistungsabgabe nachhaltig zu erhöhen, ohne dabei die Maximaltemperatur zu erhöhen.
Dann kann für einen maximalen Wirkungsgrad weniger Kraftstoff und nur im Zustrombereich der Turbine verbrannt werden, während der Rest der Turbine als adiabater Expander dient, um die Leistungsabgabe zu maximieren. Es versteht sich, dass die Kompressoren und der Rest des Systems für einen derartigen Betrieb entsprechend konstruiert sein müssen.
Ein anderer Aspekt dieses Systems soll nachstehend noch beschrieben werden, da er die Methode beeinflusst, die für die Kompression bei niederen Temperaturen verwendet wird.
Es ist bereits ausreichend bekannt, dass einerseits die Kompressionsarbeit für isothermische Kompression kleiner ist als für adiabate Kompression, und ebenfalls, dass die Kompressionsarbeit bei tiefen Temperaturen kleiner ist. Eine gebräuchliche Technik besteht in der Verwendung von Zwischenkühlern zwischen den Kompressionsstufen. Eine abgewandelte Methode kann erfindungsgemäs vorteilhaft verwendet werden, um den Temperaturanstieg beim neuen System zu begrenzen. Diese Methode verwendet die Latentwärme von Wasser, um die Kompressionswärme dadurch aufzunehmen, dass vorsichtig kontrollierte Schübe von sauberem Wasser während der Kompression oder zwischen den Stufen eingespritzt werden. Das Wasser kann in der Turbine durch den Mantel eingespritzt werden oder über den Rotor, um die Zerstäubung und Verteilung zu fördern.
In vielen Fällen könnte das Hinzufügen von Wasser nachteilig sein; trotzdem ist es im vorliegenden System ein Vorteil, da es dazu beiträgt, die Quantität des durch die folgenden Expansionsanordnungen strömenden Gases zu erhöhen ohne entsprechende Erhöhung der zu komprimierenden Luftmenge. Die Kompressionsarbeit erzeugt dann mehr Arbeitsmedium. Wenn eine integrierte Vergasung angewendet wird, ist der hinzugefügte Wasserdampf nützlich, um mit der Kohle oder einem anderen zu vergasen den Kraftstoff zu reagieren.
Das Ausmass der Kühlung ist abhängig vom Dampfdruck des Wassers, wobei jedoch beim beschriebenen System die Ausgangstemperatur am Kühlungs-Kompressor auf 93 bis 149 C begrenzt werden kann. Das Wasser kann als sehr feiner Nebel und an verschiedenen Punkten in den Kompressor gesprüht werden, um ihn nicht zu beschädigen. Das Wasser kann auch zwischen einzelnen Kompressionsstufen eingesprüht werden, wobei spezielle Kontakt- oder Mischzonen verwendet werden, so dass flüssiges Wasser nicht in die Kompressoren eindringen kann. Das Wasser kann destilliert, entsalzt oder sonstwie gereinigt sein, um Ablagerungen unter Kontrolle zu halten.
Typische Bedingungen für dieses neue System sind in Tabelle I wiedergegeben, wobei die heute zur Verfügung stehende Technologie wirtschaftliche Maximaltemperaturen von etwa 1093 bis 1204"C erlaubt. In der Zukunft werden die optimalen Temperaturen derart steigen, wie die Hochtemperatur-Einrichtungen und -Materialien Verbesserungen erfahren. So sind beispielsweise für die neunziger Jahre bereits Turbinentemperaturen von 1647"C angekündigt worden.
Figur 2 zeigt eine Vereinfachung der Gasturbinenanlage gemäss Figur 1, wobei nur ein Kompressor verwendet wird, gefolgt von einem Wärmeaustauscher. Obwohl der theoretische Wirkungsgrad kleiner ist als bei der Anordnung gemäss Figur 1, ist der praktische Wirkungsgrad (unter Berücksichtigung von Turbinen-Leistungsverlusten) sehr hoch, wie nachstehend in Fall A von Tabelle II dargestellt und näher beschrieben sein wird. Wie im alternativen Fall B der untenstehenden Tabelle II gezeigt ist, ergibt eine Temperatur von 871 C im isothermischen Expander ebenfalls einen sehr attraktiven Wirkungsgrad.
Tabelle II Kompressionsarbeit - 4717 kJ/mol Gas
Fall A Fall B* Expansionsarbeit, 11 999 isothermisch 12731 adiabat 7441 4463
Total 19440 17194 Energieüberschuss 14723 12476 Eingespeiste Wärmeenergie total 21327 18667 Thermischer Wirkungsgrad % bei 100% Turbinenwirkungsgrad 69,1 66,8 bei 90%Turbinenwirkungsgrad 63,1 61,7 *Die Zahlen im Fall B gelten für isothermische Expansion bei 871 ,C von 62 bar auf 3,36 bar, plus adiabate Expansion aufl bar.
Wie in Figur 2 dargestellt ist, wird Luft über die Leitung 42 dem isothermischen Kompressor 44 zugeführt, wo diese auf 62 bar bei 27"C komprimiert wird. Anschliessend wird die komprimierte Luft über die Leitung 46 einem indirekten Wärmetauscher 48 zugeführt, wo die Luft auf 482"C durch Wärmeaustausch mit den heissen Abgasen aufgeheizt wird.
Die aufgeheizte komprimierte Luft wird dann über eine Leitung 50 einer Brennkammer 52 zugeführt, wo ein Kraftstoff, eingeführt durch Leitungen 54 und 56, verbrannt wird, um die Temperatur des Gases auf ca. 1093"C zu bringen. Das Gas gelangt dann über Leitung 58 in die Turbine 60 und wird dort unter im wesentlichen isothermischen Bedingungen auf 6,2 bar expandiert, wobei eine Verbrennung von durch die Leitungen 54 und 62 zugeführtem Kraftstoff in Gegenwart eines Verbrennungs-Katalysators erfolgt. Anschliessend gelangt das Gas über die Leitung 64 zum adiabaten Expander 66, wo es unter adiabaten Bedingungen auf eine Atmosphäre Druck bei ca. 538"C expandiert.
Die abgekühlten Abgase gelangen dann über die Leitung 68 in den Wärmetauscher 48, wobei sie infolge Wärmeübergang auf die in den Wärmetauscher eingeführte Frischluft durch die Leitung 46 weiter abgekühlt wird. Das Abgas tritt sodann durch die Leitung 30 aus dem Wärmetauscher 48 aus.
Firgur 3 zeigt eine vereinfachte Version mit nur einem Kompressor und einer Expansionsanordnung. Obwohl der Wirkungsgrad nicht so hoch ist wie bei den vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispielen, ist er immer noch sehr gut, wie in der nachstehenden Tabelle III in Fall A aufgezeigt wird. Attraktiv ist ausserdem die einfache Bauweise. Wie im alternativen Fall B in der untenstehenden Tabelle III dargestellt ist, unterscheidet sich die Situation bei einem Druck von 82 bar nicht wesentlich vom Verlauf bei einem Druck von 62 bar beim Fall A, die Leistungsabgabe per Mol Gas ist jedoch wesentlich grösser.
Tabelle III
Fall A Fall B* Kompressionsarbeit 4717 kJ/mol 5 024 Expansionsarbeit 12 753 13 585 Energieüberschuss 8036 8 561 Eingespeiste Wärme 13 601 14433 Thermischer Wirkungsgrad % Fall A Fall B* bei 100% Turbinenwirkungsgrad 59,1 59,3 bei 90% Turbinenwirkungsgrad 51,6 50,8 * Die Angaben in diesem Fall betreffen einen maximalen Druck von 82 bar gegenüber 62 bar bei Fall A.
Wie in Figur 3 dargestellt tritt die Luft durch Leitung 72 in den isothermischen Kompressor 74, wo sie bei 27"C auf 62 bar komprimiert wird. Die komprimierte Luft wird dann über Leitung 76 einem indirekten Wärmetauscher 78 zugeführt, wo die Luft auf ca. 482'C durch Wärmeaustausch mit den heissen Abgasen des Systems aufgeheizt wird.
Das aufgeheizte und komprimierte Gas wird dann über Leitung 80 einer Turbine 82 zugeführt, wo in Gegenwart eines Verbrennungs-Katalysators Kraftstoff durch Leitung 84 zugeführt und verbrannt wird, wobei das Gas unter isothermischen Bedingungen auf eine Atmosphäre bei ca. 538"C expandiert. Das Kraftstoffgemisch kann derart hinzugefügt werden, dass die Rotorschaufeln gekühlt werden, z.B. durch einen Methanol-Sprühregen, der verdampft. Anschliessend werden die Abgase über Leitung 86 dem Wärmetauscher 78 zugeführt, um durch indirekten Wärmeaustausch mit der durch die Leitung 76 in den Wärmetauscher eintretenden Luft weiter abzukühlen. Die Abgase verlassen dann den Wärmetauscher 78 durch die Leitung 88.
Bezugnehmend auf Figur 4 ist mit 100 eine Turbine gemäss der Erfindung bezeichnet, wobei durch den Mantel der Maschine Kraftstoff zugeführt wird. Die Turbine 100 enthält eine rotierende Welle 102 mit einer Dichtung 104, einem Aussengehäuse 106, einer Mehrzahl rotierender Schaufeln 108, die die Kraft auf die Welle 102 übertragen und fest mit dieser verbunden sind, sowie eine Mehrzahl stationärer Flügel 110 zum Verteilen bzw. Steuern der kinetischen Energie. Die Turbine 100 ist mit einer Mehrzahl von Kraftstoffeinlässen 112 versehen, die durch das Gehäuse 106 führen und mit einer Mehrzahl von Kraftstoffdüsen 114 versehen sind.
Die Turbine 100 enthält auch eine Katalysator-Vorrichtung 116, die den Verbrennungsvorgang fördert oder unterstützt. Die Katalysator-Vorrichtung 116 kann in der Form von Waben, Maschen, einer Mehrzahl von Röhren usw. konstruiert sein (oder es kann ein Katalysator in der Form einer Beschichtung auf äusseren Oberflächen der Turbine, insbesondere auf den festen Flügeln 110 vorgesehen sein, wobei der Katalysator auf einer Unterlage auf der Basis von Metall, Keramik, Silikon, Karbid oder Nitrid angeordnet sein kann).
Verbrennungs-Katalysatoren, wie sie für die vorliegende Erfindung Verwendung finden, sind bereits bekannt wie beispielsweise Eisen, Nickel, Molybdän, Palladium, Kupfer, Zink, Magnesium oder ähnliche Elemente innerhalb jeder dieser Gruppen, oder Thorium oder andere seltene Katalysatoren sowie Kombinationen und Mischungen derselben.
Eisenverbindungen wie z.B. Oxyde verteilt auf einer metallischen Unterlage oder einer Unterlage aus Zirkon, Aluminium oder Silicium können ebenfalls verwendet werden.
Edelmetalle wie Platin, Palladium etc. können verwendet werden und Rhenium und Ruthenium können ebenfalls hinzugefügt werden. Verschiedene kommerziell erhältliche Kata lysatoren werden bei katalytischen Verbrennungsvorgängen bereits verwendet und können nach Bedarf eingesetzt werden.
Die Turbine 100 ist mit einer konventionellen Brennkammer 120 versehen, die die Temperatur des zugeführten Gases durch Verbrennen von Kraftstoff erhöht, der in die
Brennkammer 120 durch eine Kraftstoffeintrittsleitung 122 zugeführt wird. Luft wird der Brennkammer 120 durch eine Luftzufuhrleitung 124 zugeführt und die Verbrennung in der Brennkammer wird durch einen Zerstäuber 126 oder ähnliche Mischvorrichtungen gefördert. Die vorgeheizten Gase verlassen die Brennkammer 120 und treten über eine Leitung 128 in dieTurbine 100 ein. Die Abgase der Turbine 100 treten über eine Leitung 130 wieder aus.
Eine andere Ausgestaltung einer Turbine gemäss der Erfindung ist in Figur 5 dargestellt, die eine Turbine 200 darstellt, bei der Kraftstoff durch eine Hohlwelle 202 über eine Rotoranordnung 204 zugeführt wird. Die Turbine 200 ist mit einer Mehrzahl rotierender Schaufeln 206 versehen, die mit der Rotoranordnung 204 verbunden sind, sowie mit einer Mehrzahl stationärer Schaufeln oder Flügel 208.
Wie oben erwähnt wird Kraftstoff in die Turbine 200 durch die Hohlwelle 202 eingeführt, von wo aus dieser durch leitungen 210, von denen jede mit einer Mehrzahl von Sprühdüsen 212 versehen ist, in die Turbine eintritt. Die Turbine 200 ist mit einer Dichtung 214 für die Welle 202 versehen und hat ein äusseres Gehäuse 216. Die Turbine 200 enthält ebenfalls eine Katalysator-Vorrichtung 218, die den Verbrennungsvorgang unterstützt oder fördert.
Die Turbine 200 ist mit einer konventionellen Brennkammer 220 versehen, welche die Temperatur des eingeführten Gases durch Verbrennen von Kraftstoff, der durch einen Kraftstoffeinlass 222 zugeführt wird, auf das gewünschte Niveau bringt. Luft wird der Brennkammer 220 durch eine Lufteingangsleitung 224 zugeführt und die Verbrennung wird durch die Verwendung von Zerstäubern 226 oder ähnlichen Mischvorrichtungen erleichtert. Die vorgeheizten Gase verlassen die Brennkammer 220 und treten über eine Leitung 228 in die Turbine 200 ein. Die Abgase der Turbine 200 treten über eine Leitung 230 aus.
Die nachstehenden drei Fälle wurden berechnet, um drei verschiedene Systeme darzustellen, wobei alle mit 1093"C Eingangstemperatur an der Gasturbine, 90% Wirkungsgrad von Kompressoren und Expandern und mit vorgeheizter Luft durch den Abgasstrom der Turbine gerechnet wurden.
Aus technischen Gründen ist die Luft nicht über 538"C vorgeheizt, und es besteht ein Temperaturunterschied von wenigstens 38"C zur Abgastemperatur.
Fall 1: Konventionelles System mit adiabatem Kompressor und Expander.
Fall 2: Ein zweites System wie oben aber mit einem zusätzlichen isothermischen Expander vor dem adiabaten.
Fall 3: Ein erfindungsgemässes System wie Fall 2, aber mit isothermischem Luftkompressor anstelle des adiabaten.
Die errechneten Resultate sind in der nachstehenden Tabelle IV dargestellt.
Tabelle IV Basis: 1093"C am Einlass der Gasturbine
90% Wirkungsgrad für Kompressoren und Expander bzw. Turbinen Kompressions-Verhältnis 10 20 40 80 160 Fall 1 Expander kJ/mol 7881 9402 10649 11672 12512 Kompressor 3971 5776 7972 10652 13919 Netto 3910 3626 2677 1020 negativ Total Maschinen 11852 15178 18621 22324 26431 Verhältnis Total/Netto 3,03 4,19 6,96 2,19 unendlich Kraftstoffverbrauch kJ/mol 11146 9 206 6 837 3 950 0 Wirkungsgrad % 35,1 39,4 39,1 25,7 0 Kraftstoffverbrauch (2) 9 253 - nicht anwendbar Wirkungsgrad (2) 42,3 Fall 2 Expander(l) 8899 12106 15344 18581 21818 Kompressor 3972 5776 7972 10652 13919 Netto 4927 6330 7371 7929 7899 Total Maschinen 12871 17882 23316 30293 35737 Verhältnis 2,61 2,82 3,16 3,82 4,52 Kraftstoffverbrauch 12656 14053 15080
15631 15173 Wirkungsgrad 38,9 45,0 48,9 50,7 52,1 Kraftstoffverbrauch (2) 9 674 12 gel - nicht anwendbar Wirkungsgrad (2) 50,9 49,1 Fall 3 Expander(l) 8899 12106 15344 18581 21818 Kompressoren 3022 3932 4842 5752 6661 Netto 5877 8175 10 501 12829 15157 Total Maschinen 11921 16038 20186 24332 28480 Verhältnis 2,03 1,96 1,92 1,90 1,88 Kraftstoffverbrauch 16352 19559 22796 26034 29271 Wirkungsgrad 35,9 41,8 46,1 49,3 51,8 Kraftstoffverbrauch (2) 9674 12881 16118 19356 22593
Wirkungsgrad (2) 60,7 63,5 65,2 66,3 67,1 (1) Enthält isothermischen Expander plus 6645 vom adiabaten Expander (2) Rekuperator verwendet wo immer möglich, jedoch nicht anwendbar, wenn die Luft vom Kompressor heisser ist als die Turbinenabgase.
Es kann festgestellt werden, dass die Berechnungen in Tabelle IV einen Bereich von 10 bis 160 Kompressionsverhältnis (nachstehend KV) mit einigen Optimierungen enthält, um jeweils die besten Bedingungen fürjeden Fall zu finden.
Die Resultate sind nachstehend zusammengefasst:
Tabelle V Fall 1 2 3 KV Optimum 10 20 80 z.B.
Leistung, kJ/mol Luft Isothermischer Expander - 5461 11 936 Adiabater Expander 7 881 6645 6645 Summe 7881 12106 18581 Luftkompressor 3 971 5 776 5752 Netto Abgabe 3910 6330 12829 Wirkungsgrad % 42 49 66 Total Maschinen 11 852 17882 24332 Verhältnis zur Abgabe 3,03 2,82 1,90
Nennenswerte Verbesserungen ergeben sich bei den dargestellten Fällen 1 bis 3 insbesondere bei der Netto-Abgabe und beim Wirkungsgrad. Eine hohe Netto-Abgabe ist erwünscht, da dies geringere Luftmengen und einen geringeren Aussendurchmesser der Maschine erlaubt.
Diese Resultate sind ebenfalls in der graphischen Darstellung gemäss Figur 6 dargestellt, in der sich das Leistungsverhältnis bezieht auf das Verhältnis der Leistung von Kompressor plus Expander zur Netto-Leistungsabgabe. In Figur 6 beziehen sich die Linien 1 a, 2a und 3a auf die Fälle 1, 2 und 3 ohne Rekuperator und die Linien lb, 2b und 3b auf die Fälle 1, 2 und 3 mit Rekuperator. Konventionelle Systeme haben ein Verhältnis von etwa 3, während 2 eine grosse Verbesserung bedeuten würde, aber 4 unwirtschaftlich erscheinen würde. Fall 2 ist eine geringfügige Verbesserung gegenüber 1 und hat auch einen höheren Wirkungsgrad. Fall 3 ist eine durchschlagende Verbesserung mit anerkennenswerten Werten bezüglich Aufwand und Wirkungsgrad. Optimale KV-Werte weichen ebenfalls voneinander ab.
In Fall 1 führt die höhere Kompression effektiv zu einem Verlust von Netto-Abgabe und Wirkungsgrad. In Fall 2 ergeben 40 KV 16% mehr Leistung bei gleichem Wirkungsgrad, aber die zusätzliche Energie benötigt 3,68 kW der Maschinenleistung, um ein zusätzliches PS (= 0,7355 kW) Leistungsabgabe zu gewinnen, was unwirtschaftlich ist. Bei 80 KV ist dieses Verhältnis 12, so dass hohe Drücke nicht sinnvoll sind für diese Art von System.
Fall 3 ist am besten bei 80 KV oder möglicherweise mehr, da sowohl Netto-Leistung als auch Wirkungsgrad weiter ansteigen. Anders als in den Fällen 1 und 2 sinkt das Verhältnis langsam bei steigendem Kompressionsverhältnis und nur 1,4 kW der Maschinen-Leistung (Kompressor plus Expander) wird benötigt für jedes zusätzliche PS Leistungs Abgabe. Über 200 KV kann die Vorrichtung infolge des Druckes zu teuer werden. Die Höchstgrenze ist erreicht, wenn der ganze Sauerstoff in der Luft während der Verbrennung aufgebraucht wird. Beispielsweise werden 64% des Sauerstoffs aufgebraucht bei 200 KV oder 53% bei 80 KV in Fall 3 verglichen mit 36% in Fall 2 und 26% in Fall 1. Der Wirkungsgrad in Fall 3 ist 85% des theoretischen Carnot'schen Wirkungsgrades und lässt wenig Raum für Verbesserungen.
Die Verbesserung in Fall 3 resultiert aus der Kühlung während des Kompressions-Vorgangs. Dadurch wird die erforderliche Energie für die Kompression reduziert, erlaubt jedoch auch eine viel effizientere Wärmerückgewinnung der Abgase. Eine adiabate Kompression auf 160 KVbei 90% Wirkungsgrad lässt dagegen die Lufttemperatur auf 1093 C ansteigen und die Wärmerückgewinnung wird bereits bei wesentlich tieferen KV unpraktikabel und ist in Fall 2 bei 30 KV oder darüber bereits nicht mehr sinnvoll.
Die Kühlung während der Kompression ist wichtig. Eine praktische Möglichkeit, um diese Kühlung durchzuführen, besteht in der Verwendung einer feuchten porösen Packung zwischen den Stufen des Kompressors, um durch Verdampfung zu kühlen. Die Packung kann eine poröse Wabe sein, ähnlich wie diejenige, die für die Verbrennung verwendet wird, und kann durch Flüssigkeit nach Bedarf feucht gehalten werden. Die Flüssigkeit kann gereinigtes Wasser oder in einigen Fällen flüssiger Kraftstoff wie z.B. Alkohol sein. So können auch Methanol und/oder Wasser der Pakkung zugeführt werden, die Mischung verdampft (und kühlt) und der Kraftstoff wird später verbrannt.
Eine andere Möglichkeit, um Kühlung während der Kompression zu bewirken, ist die Verwendung konventioneller Zwischenkühler. Eine weitere Möglichkeit der Kühlung besteht im Einspritzen von Wasser in den Luftkompressor unter der Verwendung von Sprühdüsen oder Vernebelungs Düsen . Eine Ausweitung die.ser Möglichkeit besteht in der Verwendung einer Flüssigkeit mit höherem Dampfdruck als Wasser wie beispielsweise Methanol. Dies ermöglicht höhere Verdampfung und tiefere Temperaturen. Das endgültig komprimierte Gas wird gekühlt, um das Methanol durch Kondensieren zurückzugewinnen. Einiges Methanol wird im Gas verbleiben und kann vor der Gasturbine verbrannt werden, beispielsweise unter Verwendung katalytischer Verbrennung.
Die Temperaturen bei der Kompression können zwischen - 1' bis 93"C liegen und der Druck beispielsweise bei 60 bis 200 bar.
Kalte komprimierte Gase können vor der Verbrennung aufgeheizt werden durch indirekten Wärmeaustausch mit den Abgasen mittels eines Rekuperators. In der Regel ist ein Wärmeüberschuss von den Abgasen verfügbar, da diese dichter sind und einen höheren Mol-Wert aufweisen als die Luft allein. Um diesen Wärmeüberschuss effektiv auszunützen, besteht eine Möglichkeit darin, eine einstellbare Menge von Wasser vor dem Eingang des Rekuperators in das Gas einzusprühen, so dass das Wasser verdampft und den Mol-Wert zur Turbine erhöht.
Figur 7 zeigt im Detail eine bevorzugte Ausführungsform der Katalysator-Elemente 116 und 218 gemäss der Erfindung, die in Figur 7 einheitlich mit 116 bezeichnet sind. In dieser spezifischen Ausgestaltung ist das Katalysator-Element 116 als Wabe bestehend aus porösen, dünnen Röhrchen 132 ausgebildet, die beispielsweise 1.5 bis 12 mm Durchmesser haben können. Das Konstruktionsmaterial besteht beispielsweise aus 0.1 bis 10% Platin oder Aluminium. Das Katalysator-Element 116 enthält eine Anzahl von Bypass Durchlässen 134 und 136, welche mit beweglichen Platten 138 versehen sind, welche die Durchlässe 134 oder 136 sowie einen Teil der dünnen Röhrchen 132 abdecken können.
In der bevorzugten Ausführungsform gemäss der Erfindung ist der Katalysator in der Form von separaten Elementen unmittelbar vor den Sprühdüsen des Expanders befestigt. Diese Düsen expandieren das Gas über ein Druckverhältnis von 2 bei ca. 304 m/s. Gleichzeitig kühlt das Gas ab von 1093"C auf 910"C. Gas beaufschlagt die Rotorschaufeln mit einer Geschwindigkeit von 304 m/s., gibt seine Energie ab und verlangsamt sich auf eine Geschwindigkeit von einigen Metern pro Sekunde. Das Gas wird wieder beschleunigt in der nächsten Düsenanordnung und würde in einem konventionellen Expander weiter abkühlen auf 754"C. Der Katalysator kann nicht innerhalb der Düsen angeordnet werden, da die Ausströmgeschwindigkeit hoch ist und jede Katalysator-Anordnung einen hohen Druckabfall bewirken würde.
Der Katalysator ist am besten plaziert unmittelbar vor der Düse wie in Figur 4 dargestellt, und zwar in der Form einer porösen Wabe aus Keramik, die Platin und/oder Palladium enthält.
Die Gas-Verweilzeit in einer konventionellen Gasturbine liegt im Bereich von 0,01 bis 0,1 Sekunde. Die Verweilzeit ist so kurz, dass das Ausmass der Verbrennung oft eher durch den Grad der Mischung als durch die Reaktion in heissen Zonen begrenzt ist. Wenn die Erhöhung der Durchschnittstemperatur in einer Turbinenstufe 260"C ist und einige Zonen das doppelte Durchschnittsverhältnis Kraftstoff/Luft haben, wird der Temperaturanstieg 538"C sein, was zu viel sein kann. Dieser Punkt betont die Wichtigkeit eines guten Mischens von Kraftstoff und Luft, bevor die Verbrennung stattfindet. Die gewünschte Mischung kann daher nicht erzielt werden, wenn Öltropfen ohne Katalysator verbrannt werden.
Beim Verdampfen der Tropfen verteilen sich die Kraftstoffdämpfe und erreichen einen Punkt, wo das Luft/ Kraftstoff-Verhältnis stöchiometisch ist und bei theoretischer Flammtemperatur verbrennen kann.
Die Verdampfung und Vermischung von Kraftstoffdämpfen mit Luft vor dem Verbrennungskatalysator wird daher bevorzugt. Dies kann auf einer inerten porösen Keramikplatte geschehen, worauf die Mischung durch den Verbrennungskatalysator strömt, der Temperaturen von 1093 bis 1647"C erreichen kann. Bei dem erfindungsgemässen Impuls-Turbinentyp strömt das Gas dann durch eine befestigte Expansionsdüse, wo der Gas-Temperaturabfall etwa 260"C bei einem Druckverhältnis von 3/1 beträgt, so dass die rotierenden Schaufeln einer vorteilhaft niedrigeren Temperatur ausgesetzt sind.
Das Gas strömt durch den Kreisring einer Turbine in relativ geraden Linien mit geringer Vermischung am Umfang. Es ist daher vorteilhaft, den Kraftstoff durch Sprühen vom Rotor her hinzuzufügen, so dass der Kraftstoff besser verteilt wird. Flüssiger Kraftstoff ist innerhalb der Turbine schwierig zu handhaben. Es ist leichter, ihn vorher zu verdampfen und aufzuheizen, bevor er in die Turbine eingespritzt wird, um die Durchmischung, Zündung und Verbrennung zu fördern. Eine gute Möglichkeit für die Vorheizung ist die Verbrennung eines Teiles des Kraftstoffes mit Luft oder die teilweise Verbrennung. Die Temperatur kann beispielsweise 1093"C sein.
Eine andere Variante der vorliegenden Erfindung besteht im Konzept, einen Teil des Kraftstoffes, der der Turbine von der Vorverbrennungszone zugeführt wird, unverbrannt zu lassen. Dieser Kraftstoff verbrennt nicht völlig, weil die Zeit dazu zu kurz ist, selbst beim Vorhandensein von Sauerstoff.
Der Kraftstoff verbrennt nach der ersten Expansionsstufe in der Turbine, um die Gastemperatur mit Hilfe des Katalysators aufrecht zu erhalten. Dieser Verfahrensschritt verbrennt nur einen Teil der brennbaren Teile im Gas, während andere Teile gleicherweise in einem späteren Stadium verbrannt werden. Das Ausmass der Verbrennung kann durch Umleiten von Gas um den Katalysator geregelt werden, oder auch durch Abdeckung eines Teils des Katalysators, um seine Effizienz zu reduzieren. Mehr Kraftstoff kann an jedem beliebigen Punkt hinzugefügt werden, um die erforderliche Temperatur aufrecht zu erhalten. Extrem gute Mischungen von Kraftstoff und Sauerstoff sind erforderlich, um vollständige Verbrennung zu bewirken, zusammen mit einem guten Kontakt mit dem Katalysator.
Obwohl die Erfindung anhand von speziellen Ausgestaltungen und Beispielen beschrieben worden ist, ist es für den Fachmann naheliegend, Modifikationen und Varianten der Erfindung anzuwenden, ohne den Gegenstand der Erfindung zu verlassen.
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PATENT CLAIMS
1. Gas turbine plant with a turbine (100, 200), consisting of a rotor (204) and a housing (106, 216) surrounding the rotor, characterized by a device (114, 212) for injecting and burning a fuel into or in the housing (106, 216) and by a catalytic converter (116, 218) in the interior of the housing to improve the combustion of the fuel.
2nd Gas turbine plant according to claim 1, characterized in that the injection device has nozzles (114, 212) for injecting the fuel in partial quantities at at least two points.
3rd Gas turbine plant according to claim 1, characterized by a compressor (12, 44, 74) for compressing air which is fed to the turbine.
4th Gas turbine plant according to claim 3, characterized in that the compressor has a cooling device for cooling the air during the compression.
5. Gas turbine plant according to claim 3, characterized by a heat exchanger device (16, 48, 78) for indirectly heating the compressed air with the exhaust gases of the turbine.
6. Gas turbine plant according to one of claims 3 to 5, characterized by a device for injecting and burning a fuel into the compressed or the compressed air to heat the air before entering the turbine.
7. A method of operating a gas turbine plant according to claim 1, characterized in that a fuel is injected with air into the turbine and burned in the presence of a catalyst.
The invention relates to a gas turbine system according to the preamble of claim 1.
Conventional gas turbines are currently used to generate electrical energy because such turbines are simple, inexpensive and can be started up quickly. Nevertheless, the fuel efficiency is low - around 25% compared to 35% for alternatives that use steam systems - and with the currently high prices of fuel, gas turbines have therefore not been used except for short peak loads, where efficiency is not a decisive factor. Turbines also require relatively clean fuel that is no longer available in the form of natural gas at a low cost. Nevertheless, gas turbines are used in large numbers to meet the demand for electrical energy during peak times, such as. B. for several hours during the evening.
If the efficiency could be improved sustainably, turbines would also be attractive as a basic energy supplier. H. for continuous operation.
Turbine efficiency can be improved by increasing the maximum operating temperature, even if the system costs increase steeply due to the special construction materials required.
At present, inlet temperatures from 1093 to 1204 "C are used in gas turbines, with the temperature expected to rise to perhaps 1647C in the next one or two decades in the future. Typically, a combustion chamber that burns fuel with air sends hot gas into the turbine, the maximum permissible temperature of which is limited by the mechanical properties of the construction. The combustion chamber is under increased pressure and usually works with clean gas or liquid fuel. Both the temperature and pressure of the gas decrease significantly during expansion in the turbine, which mainly depends on the ratio between the inlet and outlet pressure, so that the exhaust gases e.g. B. Can have 538 "C.
The residual heat is then recovered through heat exchangers, mostly by exchanging heat with the cold compressed gas or air flowing to the combustion chamber. The heat exchanger is called a recuperator and can significantly improve the efficiency of a turbine system, although its area of application is limited by the operating temperatures at which it can operate, for example at 538 "to a maximum of 649" C. As a result, the efficiency of conventional turbine systems leaves a wide area for improvement.
Maximum turbine inlet temperatures today have a practical mechanical limitation at approx. 1093 "to 1204" C and the potentially high efficiency that would be theoretically possible is not yet achieved in practice. Great efforts are being made to allow higher operating temperatures, such as. B. by cooling the blades by means of air or water or by means of improved materials and ceramic blades or coatings. The operating pressure could be increased with today's technology, but with today's systems no increase in efficiency is possible.
A variety of modifications to gas turbines have been proposed to increase work performance. This is how the US patents describe Nur. 2238905 and Nur. 2478851 a heating of the gas between the turbines. The latter patent also suggests using external combustion chambers between the turbine stages to bring some of the gas between the stages to high temperatures. However, such a process can deliver extremely hot gases to the turbine blades and thereby cause mechanical problems. US Pat. No. 3,928,961 describes a gas turbine plant in which a catalyst is used to promote combustion. However, this is arranged outside the turbine, so that the combustion remains incomplete.
In both US-PS 2243 467 and US-PS 2305 785, fuel is injected into the system without, however, achieving isothermal expansion in the turbine. Other publications of interest are U.S. Patents 2,549,819 and 2407,166.
Clearly, therefore, an essential object of the invention is to provide a gas turbine plant that can easily and economically produce power with much higher efficiency without the need for new and more difficult technologies and higher maximum temperatures in the turbine. Another object of the invention is to increase the power output for a given amount of gas.
According to the invention, an improved efficiency is achieved with a gas turbine plant which has the features in the characterizing part of claim 1. In particular, the present invention achieves significantly higher fuel efficiencies by supplying and burning fuel at different points or in different zones of the hot gas stream as it passes through the expansion turbine, largely compensating for the entire temperature drop that would otherwise be associated with the expansion of the gas. The maximum pressure in the system is increased in comparison to conventional systems, which means that more power can be generated with a given amount of gas without the turbine diameter having to be increased significantly. Put simply, the new system consists of a turbine in which the gas is in a pressure ratio of e.g. B.
Expands 2/1 to 20/1 while
rend the gas temperature is kept more or less constant; this is achieved by burning fuel during the expansion process followed by a turbo expansion process during which neither thermal energy is supplied nor removed, e.g. B. to lower the temperature of the exhaust gas. The exiting exhaust gas is then passed to a heat exchanger having a temperature sufficiently low to permit the use of an acceptably sized and low cost heat exchanger using conventional materials.
The heat exchanger is used to cool the exhaust gas and at the same time to heat an air or gas stream that has been compressed. After heating, the gas is fed to a compressor, in which its pressure is brought to the desired level. The gas temperature will also rise as no significant amount of heat is lost during this compression step. The gas can then be further heated in a combustion chamber before it enters the aforementioned turbine.
Compared to other systems that work with the same amount of gas, the new system according to the invention is characterized by a much higher efficiency, a higher operating pressure, a higher fuel efficiency and a higher energy output without the need to increase the maximum operating temperature. Other notable advantages are explained in the description below.
The detailed description of the present invention, in conjunction with the drawings, will show how known areas of technology can be novel combined to achieve unusually high fuel efficiencies compared to alternative turbine systems, and particularly to achieve efficiencies that are better than the best modern steam power plants.
In addition, the simplicity and other desirable features of turbine systems are maintained, with the result that they are used for base load or continuous operation as well as for peak loads.
Embodiments of the invention are shown in the drawings and are described below. Show it:
FIG. 1 shows the schematic representation of a preferred embodiment of a gas turbine system according to the invention,
FIG. 2 shows a schematic illustration of a further embodiment of the invention with a simplification of the system according to FIG. 1,
3 shows a schematic representation of a further embodiment of the invention with an additional simplification of the system according to FIG.
2,
FIG. 4 shows a partial section through a turbine in a schematic illustration,
FIG. 5 shows a partial cross section through a turbine in a modified embodiment,
Figure 6 is a graph showing the relationship between compression ratio and efficiency and between compression ratio and power ratio, and
Figure 7 is a perspective view of a catalyst element with the features of the invention.
In order to represent the gas turbine plant, its function is described with reference to FIG. 1. This shows the essential elements of the process in which a gas, which in the simplest case is ambient air, is supplied to the system and compressed through a line 10. This is preferably done while extracting heat in an isothermal compressor 12. Such cooling by means of heat extraction serves to increase the process efficiency by reducing the required compression capacity and can be carried out in the simplest way, as will be described below. Ideally, the compression is isothermal, and conventional intercoolers can be used. Cooling is a desirable but not essential part of the process.
After compression to approx. The gas passes 10 bar via a line 14 to a heat exchanger 16, where it is heated by means of indirect exchange with hot exhaust gases before they are released into the atmosphere. Compressed gas enters the heat exchanger at around 60 "C (or with cooling at around 27" C) and leaves it at a temperature of around 504 C. The pressure drop in the gas flow is only slight.
The preheated gas then flows via line 18 through a compressor 20 which serves to reduce the pressure to the required level of approx. Bring 62 bar; at the same time, what is equally important, the gas temperature is brought to 1038-1093 C by the compression work. Any heat loss during this step is undesirable, and cooling only occurs through unavoidable, design-related losses.
Next, the gas flows via line 22 to a combustion chamber 24, where it is heated by means of fuel injections through line 26 in the presence of a combustion catalyst through line 26 to the maximum temperature of, for example, 1093 to 1204 "C. Since the gas then goes into an expansion chamber or is passed into a turbine 28 via a line 30, it begins to expand and cool down at the same time. However, the possible temperature drop is compensated for by additional combustion of fuel in the turbine 28.
The fuel is supplied via a line 32.
In this way, liquid or gaseous fuels can be injected into the turbine 28 at various points in the turbine shell and in corresponding steps.
Conventional fuels burn at the stated turbine temperature and in the presence of a combustion catalytic converter, a relatively slow combustion usually being sufficient and in many cases even desirable from a construction point of view.
The gases exit the combustion turbine 28 at a low pressure of 6.2 bar but still at a very high temperature so that it would be difficult to construct an economical heat exchanger for direct heat exchange. For this reason, the gases are cooled by being fed via line 34 to an expansion arrangement in the form of a turbine 36, which can be compared to a conventional turbine. No significant heating or cooling takes place in this essentially adiabatic expansion step, whereas the combustion of the remaining fuel can lead to the release of some thermal energy. A cooling arrangement can also be provided in the turbine in detail, for example by introducing cold air through the rotor blades.
The turbine 36 can z. B. an inlet temperature of approx. 1093 "C and an initial temperature of approx. Have 538 "C. The outlet pressure can be about 1 bar.
The expanded gas from the turbine 36 flows through line 38 to the aforementioned heat exchanger 16 where it is cooled to transfer the thermal energy to the cold, pre-compressed air. A temperature difference of 38 "C is sufficient to transfer heat through the metal surface of the heat exchanger. The gases leave this heat exchanger via line 40 at, for example, about 116 ° C. and at about atmospheric pressure and can either be released directly into the atmosphere without further treatment or can be cleaned beforehand if necessary.
The outlet gases can also be reused in smaller or larger quantities by recycling them to the compressor or another suitable point in the system.
This series of individual process operations results in usable power generation. The on the two expanders or Turbines available or
The energy delivered is much greater than the energy consumed by the two compressors.
In order to show the advantages of the invention even more clearly, a comparison in the form of tabular lists of operating data is carried out below. The first comparison is given in Table 1, which is based on the system described above, assuming a fictitious turbine efficiency of 100%. A temperature of around 38 C is assumed at both ends of the heat exchanger. For the sake of simplicity, the effects of fuel gas compression and expansion as well as noticeable heat loss have been neglected, but this does not significantly affect the informative value of the comparison. As a comparison, it should be pointed out that a conventional gas turbine system for energy generation would achieve an efficiency of approximately 35%.
Table I Compression work isothermal 2632 kJ / mol gas adiabat 7 134 total 9766 Expansion work isothermal 11 999 adiabat 7441 total 19440 Net energy surplus 9675 Total heat energy fed in 12 847 Thermal efficiency% at 1009'0 turbine efficiency 75.0 at 90% turbine efficiency 61 ,8th
As can be seen from Table 1, the new system gives a fuel efficiency that is 50% higher than that of conventional systems. This is done without increasing the maximum temperature. The operating pressure is increased, but is still within the capacity of the technology currently known. An additional turbine device is used, but the increase in excess energy is in proportion to this.
The surprisingly high fuel efficiency is therefore the outstanding advantage of the invention.
Operation at 1204 "C will result in a reasonable improvement in efficiency compared to 1093" C, which is worth taking advantage of. In the given examples, the expansion arrangement or Turbine designed for an initial temperature of 538 "C, which is a reasonable temperature for the construction of heat exchangers. However, one could also work with higher or lower temperatures and would still achieve significant advantages through the turbine. As shown in the last row of Table 1, the efficiencies are lower if realistic turbine efficiencies of 90% are assumed.
The adiabatic expansion arrangement or Turbine 36 and the associated compressor 20 are mainly used for temperature control; it is desirable to design this system in such a way that its amounts of energy are roughly balanced in such a way that the expander supplies most or all of the energy for the operation of the compressor. It is therefore advantageous to arrange these components on the same shaft.
The heat supply to the combustion turbine 24 can be done by various means, such as. B. by gradually or gradually adding fuel or Fuel through the turbine shroud as detailed below. Part of the fuel can also advantageously be supplied upstream of the actual turbine, or via the stator blades, through channels in the rotor, etc. The addition of fuel via the rotor arrangement facilitates a good distribution of the fuel in the gas flow. In addition, the rotation creates a relative speed, which promotes good atomization when feeding in liquid fuel. Water can be added to the fuel as an emulsion to promote atomization, for example 3 to 100% water can be mixed with the liquid fuel.
The water can be used in the form of steam to atomize the fuel and enrich it with air.
In certain cases it will be advantageous to facilitate combustion by preheating the fuel. Extended areas can also be provided on the housing of the turbine, which serve as combustion zones. Generally, relatively slow combustion is desirable to maintain a uniform temperature, but the combustion process should be essentially complete before the gases exit the expansion turbine.
As is known, air can also be blown through or along the rotating vanes or blades to effect cooling and temperature control.
It is also envisaged that the gas inside the turbine may contain fuel by feeding in a combustible gas, in order then to achieve a controlled combustion by gradually adding air instead of fuel. This is particularly advantageous when using low energy gas, such as. B. 200 Btu / scf or less. It is also conceivable for such gas to be supplied by an integrated carburetor in which the working gas flows through a zone in which coal or other fuel is gasified to supply fuel to the turbine. Instead of operating with a fuel-containing atmosphere, gas fuel from the integrated carburetor can also be added during expansion, as described above.
Air can be used in the system in a one-way process, or it is conceivable to recycle used gas in order to control the gas composition in the turbines or in the gasifier. Treated air can be added to the carburetor to generate heat.
A characteristic of the new system, which is of particular interest to airplanes and other means of transport, is that the expansion turbines can be designed in such a way that an arbitrary range of output and fuel efficiency can be achieved. For a certain operating level, fuel can be burned over a longer distance in the combustion turbine in order to sustainably increase the power output without increasing the maximum temperature.
Then, for maximum efficiency, less fuel can be burned and only in the inflow area of the turbine, while the rest of the turbine serves as an adiabatic expander to maximize the power output. It goes without saying that the compressors and the rest of the system must be designed accordingly for such operation.
Another aspect of this system will be described below because it affects the method used for compression at low temperatures.
It is already well known that on the one hand the compression work for isothermal compression is smaller than for adiabatic compression, and also that the compression work is lower at low temperatures. A common technique is to use intercoolers between compression stages. A modified method can advantageously be used according to the invention in order to limit the temperature rise in the new system. This method uses the latent heat of water to absorb the heat of compression by injecting carefully controlled bursts of clean water during compression or between stages. The water can be injected into the turbine through the jacket or through the rotor to promote atomization and distribution.
In many cases, adding water could be disadvantageous; nevertheless, it is an advantage in the present system because it helps to increase the quantity of gas flowing through the following expansion arrangements without a corresponding increase in the amount of air to be compressed. The compression work then creates more working medium. If integrated gasification is used, the added water vapor is useful for reacting with the coal or other gasifying gas.
The extent of the cooling depends on the vapor pressure of the water, although in the system described the outlet temperature at the cooling compressor can be limited to 93 to 149 ° C. The water can be sprayed into the compressor as a very fine mist and at various points so as not to damage it. The water can also be sprayed between individual compression stages, using special contact or mixing zones so that liquid water cannot penetrate the compressors. The water can be distilled, desalted, or otherwise cleaned to keep deposits under control.
Typical conditions for this new system are shown in Table I, with the technology available today allowing economic maximum temperatures of approximately 1093 to 1204 "C. In the future, optimal temperatures will rise as the high temperature equipment and materials experience improvements. For example, turbine temperatures of 1647 "C have already been announced for the 1990s.
FIG. 2 shows a simplification of the gas turbine system according to FIG. 1, only one compressor being used, followed by a heat exchanger. Although the theoretical efficiency is lower than in the arrangement according to FIG. 1, the practical efficiency (taking into account turbine power losses) is very high, as will be shown in Case A of Table II below and will be described in more detail. As shown in alternative case B of Table II below, a temperature of 871 C in the isothermal expander also gives a very attractive efficiency.
Table II compression work - 4717 kJ / mol gas
Case A Case B * Expansion work, 11 999 isothermal 12731 adiabatic 7441 4463
Total 19440 17194 Excess energy 14723 12476 Total heat energy fed in 21327 18667 Thermal efficiency% at 100% turbine efficiency 69.1 66.8 at 90% turbine efficiency 63.1 61.7 * The numbers in case B apply to isothermal expansion at 871, C of 62 bar to 3.36 bar, plus adiabatic expansion to bar.
As shown in FIG. 2, air is fed via line 42 to isothermal compressor 44, where it is compressed to 62 bar at 27 ° C. The compressed air is then fed via line 46 to an indirect heat exchanger 48, where the air is heated to 482 ° C. by heat exchange with the hot exhaust gases.
The heated compressed air is then fed via line 50 to a combustion chamber 52, where a fuel, introduced through lines 54 and 56, is burned to bring the temperature of the gas to about Bring 1093 "C. The gas then enters the turbine 60 via line 58 and is expanded there to 6.2 bar under essentially isothermal conditions, with combustion of fuel supplied through lines 54 and 62 taking place in the presence of a combustion catalytic converter. The gas then passes via line 64 to the adiabatic expander 66, where, under adiabatic conditions, it reaches an atmospheric pressure at approx. 538 "C expands.
The cooled exhaust gases then pass through line 68 into heat exchanger 48, being further cooled through line 46 as a result of heat transfer to the fresh air introduced into the heat exchanger. The exhaust gas then exits the heat exchanger 48 through the line 30.
Firgur 3 shows a simplified version with only one compressor and one expansion arrangement. Although the efficiency is not as high as in the exemplary embodiments described above, it is still very good, as is shown in case A in Table III below. The simple construction is also attractive. As shown in alternative case B in table III below, the situation at a pressure of 82 bar does not differ significantly from the course at a pressure of 62 bar in case A, but the power output per mole of gas is much greater.
Table III
Case A Case B * Compression work 4717 kJ / mol 5 024 Expansion work 12 753 13 585 Energy surplus 8036 8 561 Heat fed in 13 601 14433 Thermal efficiency% Case A Case B * at 100% turbine efficiency 59.1 59.3 at 90% turbine efficiency 51. 6 50.8 * The information in this case relates to a maximum pressure of 82 bar compared to 62 bar in case A.
As shown in FIG. 3, the air passes through line 72 into the isothermal compressor 74, where it is compressed at 27 ° C. to 62 bar. The compressed air is then fed via line 76 to an indirect heat exchanger 78, where the air reaches approx. 482'C is heated by heat exchange with the hot exhaust gases of the system.
The heated and compressed gas is then fed via line 80 to a turbine 82, where fuel is fed and burned through line 84 in the presence of a combustion catalytic converter, the gas being reduced to an atmosphere at approx. 538 "C expands. The fuel mixture can be added such that the rotor blades are cooled, e.g. B. by a drizzle of methanol that evaporates. The exhaust gases are then fed to the heat exchanger 78 via line 86 in order to cool further by indirect heat exchange with the air entering the heat exchanger through line 76. The exhaust gases then exit heat exchanger 78 through line 88.
4, 100 denotes a turbine according to the invention, fuel being supplied through the jacket of the machine. The turbine 100 contains a rotating shaft 102 with a seal 104, an outer housing 106, a plurality of rotating blades 108 which transmit the force to the shaft 102 and are fixedly connected thereto, and a plurality of stationary vanes 110 for distributing or Control kinetic energy. The turbine 100 is provided with a plurality of fuel inlets 112 that pass through the housing 106 and are provided with a plurality of fuel nozzles 114.
Turbine 100 also includes a catalytic device 116 that promotes or supports the combustion process. The catalyst device 116 may take the form of honeycombs, meshes, a plurality of tubes, etc. constructed (or a catalyst in the form of a coating can be provided on outer surfaces of the turbine, in particular on the fixed blades 110, the catalyst being able to be arranged on a base based on metal, ceramic, silicone, carbide or nitride ).
Combustion catalysts as used in the present invention are already known, such as iron, nickel, molybdenum, palladium, copper, zinc, magnesium or similar elements within each of these groups, or thorium or other rare catalysts as well as combinations and mixtures thereof .
Iron compounds such as B. Oxides distributed on a metallic base or a base made of zirconium, aluminum or silicon can also be used.
Precious metals such as platinum, palladium etc. can be used and rhenium and ruthenium can also be added. Various commercially available catalysts are already used in catalytic combustion processes and can be used as needed.
Turbine 100 is provided with a conventional combustor 120 that increases the temperature of the gas supplied by burning fuel that is injected into the engine
Combustion chamber 120 is supplied through a fuel inlet line 122. Air is supplied to the combustor 120 through an air supply line 124 and the combustion in the combustor is promoted by an atomizer 126 or similar mixing device. The preheated gases exit combustor 120 and enter turbine 100 via line 128. The exhaust gases from the turbine 100 emerge again via a line 130.
Another embodiment of a turbine according to the invention is shown in FIG. 5, which represents a turbine 200 in which fuel is supplied through a hollow shaft 202 via a rotor arrangement 204. Turbine 200 is provided with a plurality of rotating blades 206 connected to rotor assembly 204 and a plurality of stationary blades or vanes 208.
As mentioned above, fuel is introduced into the turbine 200 through the hollow shaft 202, from where it enters the turbine through lines 210, each of which is provided with a plurality of spray nozzles 212. The turbine 200 is provided with a seal 214 for the shaft 202 and has an outer housing 216. Turbine 200 also includes a catalytic device 218 that supports or promotes the combustion process.
The turbine 200 is provided with a conventional combustor 220 which brings the temperature of the introduced gas to the desired level by combusting fuel supplied through a fuel inlet 222. Air is supplied to the combustor 220 through an air inlet conduit 224 and combustion is facilitated through the use of atomizers 226 or similar mixing devices. The preheated gases exit combustion chamber 220 and enter turbine 200 via line 228. The exhaust gases from the turbine 200 exit via a line 230.
The following three cases were calculated to represent three different systems, all with 1093 "C inlet temperature at the gas turbine, 90% efficiency of compressors and expanders, and with preheated air from the exhaust gas flow from the turbine.
For technical reasons, the air is not preheated above 538 "C and there is a temperature difference of at least 38" C from the exhaust gas temperature.
Case 1: Conventional system with adiabatic compressor and expander.
Case 2: A second system as above but with an additional isothermal expander before the adiabatic.
Case 3: A system according to the invention as Case 2, but with an isothermal air compressor instead of the adiabatic one.
The calculated results are shown in Table IV below.
Table IV Base: 1093 "C at the inlet of the gas turbine
90% efficiency for compressors and expanders or Turbine compression ratio 10 20 40 80 160 case 1 expander kJ / mol 7881 9402 10649 11672 12512 compressor 3971 5776 7972 10652 13919 net 3910 3626 2677 1020 negative total machines 11852 15178 18621 22324 26431 ratio total / net 3.03 4.19 6 , 96 2.19 infinite fuel consumption kJ / mol 11146 9 206 6 837 3 950 0 efficiency% 35.1 39.4 39.1 25.7 0 fuel consumption (2) 9 253 - not applicable efficiency (2) 42.3 case 2 expanders (l) 8899 12106 15344 18581 21818 compressor 3972 5776 7972 10652 13919 net 4927 6330 7371 7929 7899 total machines 12871 17882 23316 30293 35737 ratio 2.61 2.82 3.16 3.82 4.52 fuel consumption 12656 14053 15080
15631 15173 Efficiency 38.9 45.0 48.9 50.7 52.1 Fuel consumption (2) 9 674 12 gel - not applicable Efficiency (2) 50.9 49.1 Case 3 expander (l) 8899 12106 15344 18581 21818 Compressors 3022 3932 4842 5752 6661 Net 5877 8175 10 501 12829 15157 Total machines 11921 16038 20186 24332 28480 Ratio 2.03 1.96 1.92 1.90 1.88 Fuel consumption 16352 19559 22796 26034 29271 Efficiency 35.9 41.8 46 , 1 49.3 51.8 Fuel consumption (2) 9674 12881 16118 19356 22593
Efficiency (2) 60.7 63.5 65.2 66.3 67.1 (1) Contains isothermal expander plus 6645 from the adiabatic expander (2) Recuperator used wherever possible, but not applicable if the air from the compressor is hotter than the turbine exhaust.
It can be seen that the calculations in Table IV include a range of 10 to 160 compression ratios (hereinafter KV) with some optimizations to find the best conditions for each case.
The results are summarized below:
Table V case 1 2 3 KV Optimum 10 20 80 z. B.
Power, kJ / mol air Isothermal expander - 5461 11 936 Adiabatic expander 7 881 6645 6645 Total 7881 12106 18581 Air compressor 3 971 5 776 5752 Net delivery 3910 6330 12829 Efficiency% 42 49 66 Total machines 11 852 17882 24332 ratio to delivery 3.03 2.82 1.90
Significant improvements result in the cases 1 to 3 shown, particularly in terms of net tax and efficiency. A high net delivery is desirable as this allows smaller amounts of air and a smaller outside diameter of the machine.
These results are also shown in the graphic representation according to FIG. 6, in which the power ratio relates to the ratio of the power of the compressor plus expander to the net power output. In FIG. 6, lines 1 a, 2a and 3a relate to cases 1, 2 and 3 without recuperator and lines 1b, 2b and 3b relate to cases 1, 2 and 3 with recuperator. Conventional systems have a ratio of about 3, while 2 would mean a big improvement, but 4 would seem uneconomical. Case 2 is a slight improvement over 1 and is also more efficient. Case 3 is a striking improvement with appreciable values in terms of effort and efficiency. Optimal KV values also differ.
In case 1, the higher compression effectively results in a loss of net delivery and efficiency. In case 2, 40 KV results in 16% more power with the same efficiency, but the additional energy requires 3.68 kW of the machine power to generate an additional horsepower (= 0.7355 kW), which is uneconomical. At 80 KV, this ratio is 12, so that high pressures are not useful for this type of system.
Case 3 is best at 80 KV or possibly more as both net power and efficiency continue to increase. Unlike in cases 1 and 2, the ratio slowly decreases with increasing compression ratio and only 1.4 kW of machine power (compressor plus expander) is required for each additional horsepower output. Over 200 KV, the device can become too expensive due to the pressure. The maximum limit is reached when all the oxygen in the air is used up during the combustion. For example, 64% of the oxygen is consumed at 200 KV or 53% at 80 KV in case 3 compared to 36% in case 2 and 26% in case 1. The efficiency in case 3 is 85% of the theoretical Carnot efficiency and leaves little room for improvement.
The improvement in case 3 results from cooling during the compression process. This reduces the energy required for the compression, but also allows a much more efficient heat recovery of the exhaust gases. Adiabatic compression to 160 KV at 90% efficiency, on the other hand, causes the air temperature to rise to 1093 C and heat recovery becomes impractical even at much lower KV and is no longer useful in case 2 at 30 KV or above.
Cooling during compression is important. A practical way to do this cooling is to use a moist porous packing between the stages of the compressor to cool by evaporation. The package can be a porous honeycomb, similar to that used for combustion, and can be kept moist by liquid as needed. The liquid can be purified water or, in some cases, liquid fuel such as. B. Be alcohol. Methanol and / or water can also be added to the pack, the mixture evaporates (and cools) and the fuel is later burned.
Another way to effect cooling during compression is to use conventional intercoolers. Another cooling option is to inject water into the air compressor using spray nozzles or atomizing nozzles. An extension of the. It is possible to use a liquid with a higher vapor pressure than water, such as methanol. This enables higher evaporation and lower temperatures. The final compressed gas is cooled to recover the methanol by condensation. Some methanol will remain in the gas and can be combusted before the gas turbine, for example using catalytic combustion.
The temperatures during the compression can be between - 1 'to 93 "C and the pressure for example at 60 to 200 bar.
Cold compressed gases can be heated before combustion by indirect heat exchange with the exhaust gases using a recuperator. Excess heat is usually available from the exhaust gases because they are denser and have a higher molar value than the air alone. To effectively utilize this excess heat, one possibility is to spray an adjustable amount of water into the gas before the recuperator enters, so that the water evaporates and increases the molar value to the turbine.
FIG. 7 shows in detail a preferred embodiment of the catalyst elements 116 and 218 according to the invention, which are denoted uniformly in FIG. 7 by 116. In this specific embodiment, the catalytic converter element 116 is designed as a honeycomb consisting of porous, thin tubes 132 which, for example, Can have 5 to 12 mm in diameter. The construction material consists of 0, for example. 1 to 10% platinum or aluminum. The catalyst element 116 contains a number of bypass passages 134 and 136, which are provided with movable plates 138, which can cover the passages 134 or 136 and a part of the thin tubes 132.
In the preferred embodiment according to the invention, the catalyst in the form of separate elements is attached directly in front of the spray nozzles of the expander. These nozzles expand the gas over a pressure ratio of 2 at approx. 304 m / s. At the same time, the gas cools down from 1093 "C to 910" C. Gas impacts the rotor blades at a speed of 304 m / s. , releases its energy and slows down to a speed of a few meters per second. The gas is accelerated again in the next nozzle arrangement and would cool further to 754 "C in a conventional expander. The catalyst cannot be placed inside the nozzles because the outflow rate is high and any catalyst arrangement would cause a high pressure drop.
The catalyst is best placed just in front of the nozzle as shown in Figure 4, in the form of a porous ceramic honeycomb containing platinum and / or palladium.
The gas residence time in a conventional gas turbine is in the range of 0.01 to 0.1 seconds. The dwell time is so short that the extent of the combustion is often limited by the degree of mixing rather than the reaction in hot zones. If the increase in average temperature in a turbine stage is 260 "C and some zones have twice the average fuel / air ratio, the temperature increase will be 538" C, which can be too much. This point emphasizes the importance of a good mix of fuel and air before combustion takes place. The desired mixture can therefore not be achieved if oil drops are burned without a catalyst.
As the droplets evaporate, the fuel vapors disperse and reach a point where the air / fuel ratio is stoichiometric and can burn at the theoretical flame temperature.
The vaporization and mixing of fuel vapors with air upstream of the combustion catalyst is therefore preferred. This can be done on an inert porous ceramic plate, whereupon the mixture flows through the combustion catalyst, which can reach temperatures of 1093 to 1647 "C. In the pulse turbine type according to the invention, the gas then flows through a fixed expansion nozzle, where the gas temperature drop is approximately 260 ° C. at a pressure ratio of 3/1, so that the rotating blades are exposed to an advantageously lower temperature.
The gas flows through the circular ring of a turbine in relatively straight lines with little mixing on the circumference. It is therefore advantageous to add the fuel by spraying from the rotor so that the fuel is better distributed. Liquid fuel is difficult to handle within the turbine. It is easier to vaporize and heat it up beforehand before injecting it into the turbine to promote mixing, ignition and combustion. A good option for preheating is to burn part of the fuel with air or to partially burn it. The temperature can be, for example, 1093 "C.
Another variant of the present invention is the concept of leaving some of the fuel that is fed to the turbine from the pre-combustion zone unburned. This fuel does not burn completely because the time is too short even if oxygen is present.
The fuel burns in the turbine after the first expansion stage in order to maintain the gas temperature with the aid of the catalytic converter. This process step burns only part of the combustible parts in the gas, while other parts are likewise burned at a later stage. The degree of combustion can be controlled by diverting gas around the catalyst or by covering part of the catalyst to reduce its efficiency. More fuel can be added at any point to maintain the required temperature. Extremely good mixtures of fuel and oxygen are required to cause complete combustion, along with good contact with the catalyst.
Although the invention has been described on the basis of special configurations and examples, it is obvious to the person skilled in the art to apply modifications and variants of the invention without leaving the subject matter of the invention.