DE1626158A1 - Verfahren zum Betrieb einer Waermekraftanlage - Google Patents

Description

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Aktiengesellschaft Brown, Boveri & Cie., Baden (Schweiz)

Verfahren zum Betrieb einer Wärmekraftanlage.

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betrieb 'einer Wärmekraftanlage mit kombinierter Gas- und Dampfturbine, bei der die Abgase eier Gasturbine, deren Temperatur durch Verbrennung einer zusätzlichen Brennstoffmenge noch erhöht wird, als Heizgase eines Dampf- . kesseis dienen, in welchem sie einen Teil ihrer Wärme abgeben*

Der Gedanke, in einer kombinierten Gas- und Bampfturbinenaniage die Temperatur der Abgase der Dampfturbine, mit denen der Dampfkessel beschickt wird, durch eine Zusatzheizung zu erhöhen, um einen besseren Dampfteil und dadurch einen höheren thermischen Wirkungsgrad cer Gesamtanlage zu erhalten, ist schon lange bekannt. Trotz des bestehenbleibenden thermodynamischen Zusammenhanges zwischen Gas- und Dampfteil werden durch die Zusatzheizung die Grenzen für aie Auslegung des Dampfteils gegenüber einem Prozess mit Verwendung · eines reinen Abhitzkessels weit hinausgeschoben, so dass es nicht ' verwunderlich ist, dass unter den zahlreichen Untersuchungen und* ■» · theoretischen Abhandlungen über die verschiedenen Möglichkeiten '

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Schaltung und Prozessführung solcher Anlagen sich nur wenige finden, welche die wichtigen Fragen behandeln, in welchem Ausmass eine Zusatzheizung erfolgen soll und wie der Dampfprozess zu führen ist, um in jedem einzelnen Fall einen möglichst guten Gesamtwirkungsgrad der Anlage.zu erreichen. Manche Hinweise wurden gegeben, aber eine brauchbare, allgemeingültige Lösung wurde bisher nicht gefunden«

So ist zur Erzielung eines guten thermischen Gesamtwirkungsgrades bekannt, in dem der Gasturbine nachgeschalteten Kessel nicht stöchiometrisch zu verbrennen, sondern am Kesselausgang einen höheren als den sonst üblichen Luftüberschuss von 1,1 bis 1,3 zuzulassen (österr.Patentschrift 242 443). Das heisst mit anderen Worten, dass die zusätzliche Brennstoffmenge kleiner als die maximal mögliche sein soll, was aber auch zulässt, dass sie praktisch bis null abnehmen kann. Es werden keine näheren Angaben darüber gemacht, wie weit sie vorteilhafterweise herabzusetzen ist oder wann eine grosse und wann eine kleine Menge vorzuziehen ist.

Ferner sind Kurven bekannt, welche für eine kombinierte Gas- und Dampfturbinenanlage; eine Abhängigkeit des thermischen Gesamtwirkungsgrades vom Verhältnis zwischen der im Kessel verbrannten zu der in aer Brennkammer der Gasturbine verbrannten Brennstoffmenge zeigen (World Power Conference, Montreal 1958, Seiten I558 und 1559)· Im dargestellten Gebiet steigt der Wirkungsgrad mit kleiner werdende^ Brennstoffverhältnis immer rascher an. Daraus ist zu schliessen, dass die zusätzliche Brennstoffmenge möglichst klein bemessen wer-

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den soll. Es ist sogar die Schlussfolgerung nahegelegt, dass sich eier beste Wirkungsgrad bei einer Anlage ohne Zusatzfeuerung einstellt.

Von einer ähnlichen Basis, nämlidi vom reziproken Brennstoffverhältnis, geht ein Vorschlag jüngeren Datums aus (österr. Patentanmeldung A 8437/59)· Es wird dort ausgeführt, dass zur Erreichung eines hohen Gesamtwirkungsgrades der Anlage und zur Annäherung an den Carnot-Prozess das Verhältnis zwischen der in der Brennkammer verbrannten zu der im Kessel verbrannten Brennstoffmenge möglichst klein sein soll, aber nicht zu klein, weil es sonst sein könnte, dass der Wirkungsgrad wieder schlechter wird. Diese Aussage schiesst bestenfalls die Grenzgebiete aus und lässt das weite übrige Gebiet für die Verwendung offen. Als Richtlinie für technisches Handeln ist sie nicht verwendbar.

Noch spärlicher sind die Hinweise für die Gestaltung des Dampfprozesses. In einer Abhandlung über die Kombination von Gasturbinen mit Dampfkraftwerken in der Hüttenindustrie (Zeitschrift "Stahl und Eisen" 80, i960, Seiten 1540/1549) wird erwähnt, dass es sich hierbei um einen sehr einfachen Dampfprozess mit kleinen Temperaturen

und Drücken handelt, und an anderer Stelle wird eine Dampf übe rhi t*- zung von 350° C genannt.

Es sind auch verschiedene Literaturstellen bekannt, in welchen für kombinierte Prozesse höhere Dampfüberhi/tzungen und gelegentlich auch die zugehörigen Temperaturen der Kesselheizgase aufscheinen.

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Die eine zeigt z.B. auf ( deutsche Patentschrift 1 074 J526), wie durch Teilung der Abgase nach der Gasturbine und nahezu stöchiometrische Verbrennungen nur in dem einen Teilstrom die Gasremperatur im Ueberhitzungs- und Verdampfungsgebiet stark erhöht werden kann, urn durch Vergrößerung der Temperaturdifferenzen die Wärmetauschflächen zu verkleinern. Die vergleichsweise dazu angegebenen Gastemperaturen bei Aufheizung der ganzen Abgasmenge sind relativ tief gehalten, um den erzielbaren Gewinn an Wärmetauschflache deutlicher hervorzuheben.-Die Beschreibung einer ausgeführten Kraftanlage mit kombinierter Gas- und Dampfturbine (Brown, Boveri MitLeilungen 47, i960, Seite 8o4) gibt die verwendeten Temperaturen und Drücke an, die für den Dampfteil als niedrig zu bezeichnen sind.-In beiden Fällen wird nicht gesagt, nach welchen Gesichtspunkten oder aus welchen Gründen die angegebenen Werte gewählt wurden und inwiefern sie für kombinierte Anlagen charakteristisch sind.

Weiters ist es bekannt (schweiz* Patentschrift 410 528), dass auch bei einer nahezu optimal ausgelegten Dampfkraftanlage mit umfangreicher Regenerativvorwärmung der thermische Wirkungsgrad aurch Vorschaltung einer Gasturbine noch gesteigert werden kann. Auch bei dieser ziemlich komplizierten Anlage, deren Schaltschema alle Damjpf daten enthält, ist nicht angegeben, wie gross die zugehörige Abgasmenge und die zusätzlich.-verbrannte Brennstoffmenge sind und ob bei der Kombination bestimmte Regeln zu beachten sind, Ebenso bleibt die sich aufdrängende Frage unbeantwortet, ob hier nur ein Spezialfall vorliegt oder ob umgekehrt jede Gasturbine durch eine derartige Dampfanlage ergänzt und verbessert werden kann.

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Es wäre vielleicht als naheliegend anzusehen, zur Erzielung eines üuben thermischen Gesamtwirkungsgrades auch bei kombinierten Prozessen den Dampfteil, unabhängig vom Gasteil, für sich allein nach den Richtlinien des reinen Dampfprozesses auszulegen, besonders hinsichtlich der zu wählenden Prischdampfdaten. Wenn auch manche der angeführten Veröffentlichungen schelrfcar dafür sprechen, so stehen dieser Auffassung doch wieder andere Aussagen entgegen, wie z.B. die zitierten Stellen aus der obigen Abhandlung über kombinierte Kraftwerke in der Hüttenindustrie und der ebenfalls schon genannte Vorschlag (österr. Patentanmeldung A 8437/59)> welcher u.a. besagt, die Verlagerung des Dampf Prozesses injeinen Bereich höheren Druckes und höherer Temperatur sei nur bis zu einer bestimmten Grenze sinnvoll, und der weiter ausführt, für den.günstigsten Gesamtwirkungsgrad sei Dampfmenge χ Nutzgefälle zu optimieren. Dem projektierenden Ingenieur weiss der Verfasser keinen anderen Rat zu geben, als sich durch schrittweises.Probieren diesem Optimum zu nähern.

Fasst man alles Bekannte zusammen, so zeigt.sich, dass bei kombinierten Gas- und Dampfturbinen zwei zur Erreichung eines optimalen Gesamtwirkungsgrades entscheidende, einander überschneidende Fragen, nämlich die Führung des Dampfprocesses und die Bemessung der zusätzlich zu verbrennenden Brennstoffmenge bisher nicht gelöst sind» Es werden zwar verschiedene Hinweise gegeben, doch sind die erteil·= ten. Lehren,_:.soweit von solchen gesprochen werden kann, vage oder gar widersprüchlich! zumindest sind die Meinungen geteilt und offen~

sichtlich wurden noch keine Gesetzmassigkeiten herausgefunden» So ist es verständlich, dass in der bisherigen Praxis üblicherweise von

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der projektierten Gesamtleistung ausgegangen, der Dampfprozess nach früheren Erfahrungen gewählt, die notwendige zusätzliche Brennstoffmenge mit verschiedenen Annahmen berechnet und nachher kontrolliert wurde, ob die Temperaturdifferenz zwischen Heizgasen und Speisewasser im Punkte beginnender Verdampfung nicht zu klein und die Kaminverluste nicht zu gross sind oder die wegen Korrosionsgefahr einzuhaltenden Temperaturen am Kesselende nicht unterschritten werden. Wenn nach einigem Probieren, wobei jede Durchrechnung einen erhebliehen Zeitaufwand erforderte, sich ein halbwegs guter thermischer Gesamtwirkungsgrad einstellte, so gab man sich zufrieden.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die herrschende Unsicher-

heit zu beheben und eindeutige Regeln aufzustellen, wie eine Wärmekraftanlage mit kombinierter Gas- und Dampfturbine mit hoher Wirtschaftlichkeit zu betreiben ist. Die Lösung dieser Aufgabe besteht erfindungsgemäss darin, dass zur Erzielung eines hohen thermischen Gesamtwirkungsgrades der Kraftanlage eine mindestens so grosse zub sätzliche Brennstoffmenge verbrannt wird, wie nötig ist, um unter Berücksichtigung der für eine wirtschaftliche Wärmeübertragung im Kessel erforderlichen Temperaturdifferenzen zwischen den Heizgasen und dem Speisewasser bzw. Dampf die zulässige höchste Dampftemperatur beim festgelegten Frischdampfdruck zu erreichen.

Nach einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung werden zur Bestimmung der qptimalen zusätzlichen Brennstoffmenge die Heizgastemperaturen an der im Kessel dem Punkte beginnender Verdampfung entsprechenden Stelle um-eine wählbare Temperaturdifferenz über der

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dem Frischdampfdruck zugehörigen Sattdampftemperatur und am Kessel ende möglichst niedrig festgelegt, die den Heizgasen entziehoare Wärmemenge bei der Abkühlung von der dem Punkte beginnender Verdampfung entsprechenden Stelle bis zum Kesselende wird ermittelt, sie der im Kessel dem Speisewasser vom Eintritt bis zur Erreichung des Punktes beginnender Verdampfung zuzuführenden Wärmemenge gleichgesetzt, daraus die optimale Speisewasser- bzw» Dampfmenge berechnet und jene Brennstoffmenge bestimmt, die nötig ist, um unter Einhaltung des festgelegten Temperaturplanes die Dampfmenge auf die zulässige höchste Temperatur zu erhitzen.

Wie eingehende Untersuchungen zeigten, lässt sich bei einer kombinierten Gas- und Dampfturbinenanlage nur dann ein guter thermischer Gesamtwxrkungsgrad erreichen, wenn die Dampfturbine optimal ausgelegt ist. Das bedeutet, das in erster Linie die zulässige höchste Dampftemperatur am Turbineneintritt angestrebt werden muss.Hierunter ist jene Temperatur zu verstehen, die nach den gegenwärtigen technologischen Erkenntnissen möglich und wirtschaftlich tragbar ist. Sie liegt derzeit bei ca. 550 bis 600° C. Handelt es sich um eine kleinere Kraftanlage m_it. „entsprechend kleiner Dampf menge, dann geht man, so wie bei einer reinen Dampfanlage, nicht bis zur höchstmöglichen Ueberhitzung. Auch bei Anlagen, die billig sein sollen, wird man zur Einsparung hochwarmfester Werkstoffe mit der Frischdampftemperatur tiefer bleiben. In derartigen Fällen ist als zulässige höchste Dampftemperatür eben ein kleinerer Wert eis der oben , genannte anzusehen. Regel bleibt daher,Mass vom thermodynamischen ' Standpunkt aus die jeweils höchstmögliche Dampftemperatür anzustre-

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ben ist. - Weitere Möglichkeiten zur Verbesserung des Dampfprozesses sind beispielsweise die Zwischenüberhitzung und die Speisewasservorwärmung durch Anzapfdampf.

Ist die zulässige höchste Dampftemperatür festgelegt, dann lässt sich der ihr zuzuordnende Frischdampfdruck leicht finden. Beispielsweise ist der erreichbare Kondensatordruck durch die Betriebsbedingungen praktisch gegeben. Wählt man noch eine tragbare, aber möglichst tiefe Dampf feuchte, so/ist mit diesen Werten der angestrebte -Dampfzustand am Turbinenaustritt eindeutig bestimmt. Bei Gegendrucks turbinen z.B· ist er meistens durch den nachgeschalteten Prozess vorausbestimmt. Von dem jeweiligen Endpunkt ausgehend, lässt sieh, beispielsweise im i-s-Diagramm für Wasserdampf, unter Annahme eines erfahrungsmässigen inneren Wirkungsgrades der Dampfturbine, der nach der Durchrechnung der Turbine nötigenfalls zu korrigieren ist, -die Polytrope für den Vorgang in der Turbine einzeichnen» Im Schnitte

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punkt mit der Tenperaturkurve für die gewünschte Dampfüberhitzung ergibt sich, sieht man von der Möglichkeit einer weiteren Druckerhöhung für eine Zwischenüberhitzung ab, der zugehörige Frischdampfdruck, womit der Dampfprozess festgelegt 1st.

Das Ausmass der Dampfüberhitzung darf keinesfalls durch die Wahl der zusätzlichen Brennstoffmenge bestimmt oder gar durch zu knappe Bemessung beschränkt werden, Die Brennstoffmenge muss mindestens so gross gewählt werden, dass nach der Verbrennung die Temperatur der Heizgase um eine nach wirtschaftliehen Gesichtupunkten notwendige Temperaturdifferenz (^t, in der später erklärten Zeich-

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nuns) über der zu „.lässigen höchsten Dampf temperatur liegt. Selbstverständlich müssen auch die übrigen Temperaturdifferenzen zwischen den Heizgasen und dem Speisewasser bzw. Dampf zumindest die Minimalwerte einhalten oder darüber liegen, welche für eine wirtschaftliche Wärmeübertragung im Kessel notwendig sind. Andererseits könnte es sein, dass die Temperaturdifferenz am Kesselende kleiner gewählt werden könnte, als aus Korrosionsgründen zulässig ist, was besonders bei schwefel- oder vanadiumhaltigen Brennstoffen vorkommen kann. Bei Verwendung solcher Brennstoffe dürfen die Heizgastemperaturen am Kesselende den kritischen Wert nicht unterschreiten oder es müssen vorsorgliche Massnahmen getroffen werden, z.B. Verwendung korrosionsfester Werkstoffe oder rasche Austauschbarkeit der korrosionsgefährdefren Teile, um niedrigere Heizgasendtemperatüren zulassen zu können.

Geht.man von der so bestimmbaren zusätzlichen Brennstoffmenge aus, so nimmt bei Wahl einer kleineren Brennstoffmenge der thermische Gesamtwirkungsgrad der Kraftanlage verhältnis^mässig rasch ab, weil die zulässige höchste Dampftemperatur nicht mehr erreicht wird und daher der Wirkungsgrad des Dampfteiles zu tief liegt. Mit zunehmender Brennstoffmenge hingegen nimmt der Gesamtwirkungsgrad Langsamer ab. Darum ist es besser, die zusätzliche Brennstoffmenge lieber zu gross als zu klein zu wählen. Aus dem Wärmeinhalt der Heizgase und der festgelegten Führung des DampfProzesses lässt sich die erzielbare Dampfmenge berechnen. -

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Wie Untersuchungen zeigten, lässt sieh zu jeder Gasturbine eine &&λζ bestimmte zusätzliche Brennstoffmenge finden, bei deren zweckentsprechender Ausnützung im Dampfteil sich der optimale, a.n. der beste für den betreffenden Fall praktisch erreichbare thermische Gesamtwirkungsgrad der Anlage ergibt. Diesem Bestpunkt konnte rr.ah sich bisher nur durch Probieren nähern, was noch dadurch erschwert wurde, dass die Wirkungsgradkurve im Kulminationspunkt ziemlich flach ist.

Im Schaubild der Fig. 1 sind für ein Ausführungsbeispiel die thermischen Wirkungsgrade einer Gasturbine und einer einfachen Dampfturbine je für sich allein und einer aus ihnen entstandenen kombinierten Gas-Dampfturbine dargestellt; die Zusammenhänge lassen sich daraus gut erkennen. Auf der Abszisse ist der spezifische Brennstoffverbrauch b in Gramm pro Gewichtseinheit der durchgesetzten Luft aufgetragen, auf der Ordinate der thermische Wirkungsgrad.

Die Wirkungsgradkurve GT gilt für die Gasturbine bei gleichbleibendem Druckverhältnis. Mit zunehmender Eintrittstemperatur in die Gasturbine durch entsprechend ansteigende Brennstoffzufuhr steigt der Wirkungsgrad an, bis er den höchsten Wert im Punkte 1 erreicht, welcher sich bei der werkstoffmässig noch zulässigen :. höchsten Eintrittstemperatur in die Gasturbine ergibt. Die dazju notwendige spezifische Brennstoffmenge ist b_QT. Wird im Kessel noch eine zusätzliche Brennstoffmenge verbrannt, so wirkt sich das verständlicherweise auf die Gasturbine nicht mehr aus, ihr Wirkungs« grad bleibt daher - in Fig. 1 vom Punkte 1 nach rechts - konstant.

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Der Wirkungsgrad der Dampfturbine ist in der Kurve DT dargestellt, die gleichfalls mit zunehmender Brennstoffmenge ansteigt. Bis zum Werte b™ wird die gesamte Brennstoffmenge vor der Gasturbine verbrannt, deren Abgase zur Dampferzeugung ausgenützt werden. Soll der Wirkungsgrad der Dampfturbine und damit des gesamten Prozesses noch verbessert werden, so muss die Temperatur der Heizgase im Kessel durch Verbrennung einer zusätzlichen Brennstoffmenge zur Erzielung einer stärkeren Dampfüberhitzung erhöht werden, bis beim festgelegten Frischdampfdruck die werkstoffmassig zulässige höchste Dampfeintrittstemperatur erreicht wird. So erreicht die Kurve DT ' ' den Punkt 2, welchem die spezifische Brennstoffmenge b-.- entspricht. Aus dem Vorhergesagten ergibt sich, dass diese Brennstoffmenge b>.„, sich aus der vor der Gasturbine verbrannten Brennstoffmenge b__ und der im Kessel verbrannten zusätzlichen Brennstoffmenge zusammengesetzt. Wird die zusätzliche Brennstoffmenge weiter vergrössert, so lässt sich die Fr is ehdampf temperatur über ihr werkstoff massig zulässiges Maximum hinaus nicht mehr erhöhen, sondern es kann, sieht man wieder von der Möglichkeit einer Zwischenüberhitzung mit höherem Wärmebedarf ab, nur mehr eine grössere Dampfmenge erzeugt werden. Somit bleibt auch der Wirkungsgrad der Dampfturbine, im Schaubild rechts vom Punkte 2 praktisch konstant. (Die verhältnismässig geringe Erhöhung des inneren Wirkungsgrades mit zunehmender Dampfmenge kann hier ausser Betracht bleiben.)

Den Wirkungsgrad für die Gesamtlage, also für die kombinierte Gas-Dampfturbine, zeigt die Kurve KGD. Bei zunehmender Brennstoffmenge steigt sie, mit einem Knick über dem Punkte 1, ständig an, erreicht

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über dem Punkte 2 ihr Maximum und sinkt mit weiter zunehmender Brennstoffmenge wieder langsam ab. Die Kurve KGD kann nicht aus den beiden Kurven GT und DT ermittelt, sondern muss errechnet werden. Sie liegt überall oberhalb der Kurve DT, d,h. mit anderen Worten., dass der* kombinierte Prozess in allen Auslegungspunkten besser als der reine Dampf prozess ist. Die Differenz, um die der Wirkungsgrad der kombinierten Anlage über jenem der Dampfturbine liegt, nimmt zuerst mit besser werdendem Gasturbinenwirkungsgrad zu, um über dem Punkte 1 den Grosstwert Λ zu erreichen» Von da an steigt zwar die Kurve KGD noch ei*i Stück welter an, die Differenz zwischen den beiden Wirkungsgradkurven nimmt jedoch -mit zunehmender Brennstoffmenge ständig ab. Dies ist* aiacn erklärlich, da vom Punkte 1 an Wirkungsgrad und ,Leistung 4er Gasturbine gleich bleiben und somit die Verbesserung, die sich durch die Vorschaltiing der Gasturbine ergibt, sich auf eine Dampf turbine immer werdender Leistung aufteilen muss und daher relativ geringer i

Zu dem so. festgelegten Be'stpuskt des

sieh die optimale Dampfmenge und die daCör notwendige

brennstoffmenge ermitteln. Um den iteehenyorgang leichter iich zu machen, wird das für die V«ransefe»ialiebung der gänge im Dampfkessel bekannte t-Q-Diagramni

Dieses 'Diagramm ist in der Fig. 2 vereinfacht dargestellt, Per Liriienzug C zeigt den Temperatürverlauf der Heizgase, vom Punkte am Kesselanfang bis zum Punkte 3 am Kesselende abnehmend, und der Linienzug P den Temperaturverlauf des Speisewassers bzw. Dampfes

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in der Zone I vom Eintritt in den Kessel bei jj¹ bis zum Punkte 2' (Beginn der Verdampfung, untere Grenzkurve), in der Zone II bis zum Punkte 2" (Ende der Verdampfung, obere Grenzkurve) und in der Zone III bis zum Punkte I¹ am Kesselaustritt (Ende der Dampfüberhitzung), beide Linienzüge in Abhängigkeit von den übertragenen Wärmemengen. Die Punkte 1 und 1' 2 und 2.',,Ji und j5' sind im Kessel einander entsprechende Stellen im Strömungswege der Heizgase und des Wassers bzw. Dampfes.

Zur Bestimmung der/aptimalen Dampfmenge und daraus der optimalen zusätzlichen Brennstoffmenge, welche den besten thermischen Gesamtwirkungsgrad einer Kraftanlage ergibt, werden zuerst die angestrebten Temperaturen der Heizgase in-den Punkten 2 und 3 festgelegt. Die Temperatur im Punkte 2 liegt um einen kleinen, frei wählbaren Betrag Δ t„ über der Sattdampftemperatür, die durch· die Festlegung des Dampfprozesses und damit des Frischdampfdruckes bekannt ist. Auch die Temperatur im Punkte ji* die um einen Betrag Δ t, über der Eintrittstemperatür des Speisewassers liegt, ist frei wählbar/ falls ' nicht ihre untere Grenze wegen Korrisionsgefahr verausbestlmmt ist. Sie ist möglichst klein zu wählen, da die in den Heizgasen hinter dem Kessel noch enthaltene Restwärme im Gesamtprozess selbst normalerweise nicht mehr ausnützbar'ist und daher als Kaminverlust in

die Rechnung, eingeht. . .

Sind auf diese Weise die Heizgastemperaturen in denJPunkten 2 und .. ~j> festgelegt, so lassen sich daraus die zugehörigen spezifischen WärmeInhalte l_y und !„ auf bekannte Art sofort finden. Allerdings

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muss dazu, ebenso wie für die Bestimmung der den Kessel durchströmenden Heizgasmenge G, die zu verbrennende zusätzliche Brennstoffmenge vorerst angenommen und nachher überprüft, nötigenfalls korrigiert und die Rechnung wiederholt werden. Die den Heizgasen entziehbare Wärmemenge bei der Abkühlung vom Punkte 2 auf den Punkt s>, also von der dem Punkte beginnender.Verdampfung entsprechenden Stelle bis zum Kesselende, betragt dann G.(i_v -_!„). Diese Wärmemenge steht zur Verfügung, um das Speisewasser bzw. die Dampfmenge D vom Punkte 3¹ bis zum Punkte 2¹, also vom Kesseleintritt bis zum Punkte beginnender Verdampfung aufzuwärmen. Die zugehörigen spezifischen Wärmeinhalte i_H2o ^und i¹ sind von der Auslegung des Dampfprozesses her bekannt; für die Aufwärmung ist somit D.(i' aufzuwenden. Setzt man die beiden Ausdrücke einander gleich,

so ist nur die Dampfmenge D darin unbekannt und lässt sich daher ausrechnen.- ·.

Mit dieser Dampfmenge, zu .deren Berechnung von optimal angenommenen Werten ausgegangen Murde, lässt sich.der im. Diagramm der Zeichnung veranschaulichte Gasprozess, nämlich der Linienzug C der Heizgase zwischen-den Punkten-2 und 2, genau einhalten, Sie stellt daher die.optimale, d,h. .für die betreffende Kraftanlage günstigste Menge dari Zur Verwirklichung des vorgesehenen, im Dampfkessel sich abspielenden und. im -Diagramm gezeigten Gesamtprozesses muss noch die passende optimale Brennstoffmenge ermittelt werden.

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Durch die Auslegung des Dampfprozesses ist auch die gewünschte
Dampfüberhitzung und der zugehörige spezifische Wärmeinhalt i., be kannt. Die gesamte, im Kessel dem Speisewasser bzw. Dampf zuzufüh rende Wärmemenge beträgt somit D.(i·. - i„ ₀). Sie wird den Heizgasen bei deren Abkühlung vom Punkte 1 mit dem spezifischen Wärme inhalt i_A am Kesselanfang auf den Punkt J5 am Kesselende entzogen und beträgt G.(i. - ig)· Aus der Gleichsetzung der beiden Ausdrücke,

D.(i_ü - i_H20) » G.(i_A - Ig), (2),

lässt sich die Unbekannte i. bestimmen.

Die zugehörige Temperatur im Punkte 1 ist von -Verhältnis-massig untergeordneter Bedeutung für die Prozessführung. Nur wenn sie in
Extremfällen besonders tief liegt oder in Zukunft eine wesentlich·· höherejDampf überhitzung zugelassen wird, könnte es sein, dass die
Temperaturdifferenz A t, für eine wirtschaftliche ^Wärmeübertragung zu klein wird. In diesem Falle müsste eine grössere zusätzliche
• Brennstoff menge als die errechnete gewählt werden,, um die Temperatur der Heizgase im Punkte 1 auf die gewünschte Höhe zu bringen.

Auf den Warne inhalt i_A muss die aus der Gasturbine mit dem spezifischen Wärmeinhalt i austretende Äbgasmenge Ag durch Verbrennung der zusätzlichen Brennstoffmenge B angehoben werden, umirden vorgesehenen Gesamtprozess im Dampfkessel einhalten zu können. Es ergibt- sich somit * · *

B . H_u = IG . X_k ~ Ag .1 ...... O), BADORIGtNAL

worin H der untere Heizwert des verwendeten Brennstoffes ist. Aus dieser Gleichung kann die optimale zusätzliche Brennstoffmenge berechnet werden, die normalerweise weit kleiner ist, als für die stöchiometrische Verbrennung erforderlich wäre. Weicht ihre Grosse von der oben angenommenen Brennstoffmenge ab., so ist die Rechnung mit dem neuen Wert ein zweites-, eventuell noch ein drittesmal zu wiederholen. Für die genaue Berechnung der Brennstoffmenge sind auch die verschiedenen sonstigen Verluste zu berücksichtigen oder entsprechende Zuschläge zu machen.

Lediglich der Vollständigkeit halber sei hier noch vermerkt, dass bei der Aufstellung der Gleichung.(2) selbstverständlich auch von den Punkten 2 und 2* ausgegangen werden kann. Sie würde dann die Form annehmen:

D.(i_ü - i») - G,(i_A - i_v). (2a)

Die Resultate für i. und die zusätzliche Brennstoffmenge B wären natürlich die gleichen.

Der vorstehende Berechnungsgang behält seine aligemeine Gültigkeit, unabhängig von möglichen Variariten, wie sie sich beispielsweise für die Eintrittstemperatur des Speisewassers bei Regenerativvorwärmung ergibt. Auch kann z.B. der Linienzug F in der Kesselzone I unterbrochen sein, wenn eine Vorwärmung durch Anzapf'dampf dazwischen hinein verlegt wird. Ferner können noch Zwischenüberhitzungen des .Dampfes vorgesehen werden, wodurch sich ein anderer Frischdampf- druck und weitere Kesselzonen ergeben. In diesen Fällen sind bei

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der Berechnung auf der Dampfseite die entsprechenden Differenzen Ai der Wärmeinhalte bzw. deren Summe einzusetzen. Die Formel (2) z.B. würde dann lauten:

D. £ i = -G-(i_A - i_E) (2b)

und auch die Formel (1) müsste singemäss geändert werden.

Anscheinend hat sich noch niemand der Aufgabe unterzogen, zu überprüfen, ob die Grosse der Temperaturdifferenz ^ t₂ zwischen der dem Punkte beginnender Verdampfung entsprechenden Heizgastemperatur und der Sattdampftemperatur einen Einfluss auf den Gesamtwirkungsgrad der Kraftanlage hat, oder es wurden die Zusammenhänge nicht erkannt. Wie eingehende Untersuchungen zeigten, wird der Wirkungsgrad umso besser je kleiner die TeperatürdifferenzAt₂ gewählt wird. Wie aus den angegebenen Formeln leicht ersichtlich ist, wird dadurch

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auch die optimale Dampfmenge und die dazu notwendige Brennstoffmenge etwas kleiner.

Es soll aber auch hier nochmals darauf hingewiesen werden, dass es eine Frage der Wirtschaftlichkeit ist, wie weit der Wert Δ t₂ abgesenkt werden kann. Abnehmende mittlere Temperaturdifferenz in der Zone I bedeutet, so wie in allen Teilen des Kessels, eine Vergrösserung der Wärmetauschfläche und es lässt sich für jeden'Einzelfall der Punkt bestimmen, in welchem die daraus sich ergebende Erhöhung der Investions- und sonstigen Kosten durch die Verbesserung des

Wirkungsgrades nicht mehr aufgewogen wird. - Sind im Verdampfungs-^ und lleberhitzungsgebiet, den Zonen II und III der Fig. 2 die Tem-

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peraturdifferenz zu niedrig und sollen aus Wirtschaftlichkelergründen die Wärmetauschflächen verkleinert werden, so ist es , wie schon erwähnt, bekannt (DBP 1 07^ 326), die Heizgastemperaturen dadurch zu steigern, dass die Abgase der Gasturbine geteilt, die zusätzliche Brennstoffmenge nur in dem einen Teilstrom verbrannt und der andere Teilstrom zweckmässigerweise erst zugemischt wird, wenn die Temperatur des ersten Teilstroms bis annähernd auf den ursprünglichen Wert wieder abgenommen hat. Dieses Verfahren ist auch bei . einer erfindungsgemäss betriebenen Kraftanlage anwendbar; Dampfprozess, Dampfmenge und zusätzliche Brennstoffmenge bleiben dabei praktisch unverändert."Diese Fragen berühren aber die vorliegende Erfindung nur am Rande, bei der es darum geht, aufzuzeigen, wie eine Kraftanlage der vorliegenden Art betrieben werden muss, um einen möglichst hohen thermischen Gesamtwirkungsgrad zu erreichen.

Durch erifindungsgemässe 'Auslegung des Dampfprozesses, die Berechnung der Dampfmenge und daraus der zusätzlichen Brennstoffmenge lässt sieh unter Ausnützung all^er sich bietenden Vorteile für eine Kraftanlage mit kombinierter Gas- und Dampfturbine der optimale thermische Gesamtwirkungsgrad erzielen. Wird einejkleinere Brennstoffmenge gewählt, dann liegt der Wirkungsgrad, des Dampfteils zu tief oder die Kaminverluste sind zu hoch und der Gesamtwirkungsgrad erreicht nicht das mögliche Optimum. Mit einer grösseren Brennstoffmenge nimmt zwar die absolute Leistung des Dampfteils und somit die Gesamtleistung der Anlage zu, die dafür aufgewendete Brenn- . stoffmenge ist aber verhältnismässig hoch und der Gesamtwirkungsgrad liegt ebenfalls unter dem erreichbaren Optimum.

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Das beschriebene Verfahren ist für jede kombinierte Gas- und Dampfturbine anwendbar, auch dann, wenn die Gasturbine bereits vorhanden ist und der Dampfteil erst nachträglich erstellt wird. Es erhebt sich nun die Frage, ob bei der Neuauslegung einer solchen Kraftanlage die Gestaltung des Gasprozesses einen Einfluss auf den Gesamtwirkungsgrad hat, und wenn ja·, wi6 die Eingangswerte am vorteilhattesten zu wählen sind.

Die höchstzulässige Gastemperatur am Turbineneintritt ist eine selbstverständliche Voraussetzung für einen guten Gasturbinenprozess. Ferner ist es bekannt (Brown, Boveri Mitteilungen 52, 1965* Seite 216, Bild 1), dass bei Gasturbinen unter sonst gleichen Verhältnissen der beste thermische Wirkungsgrad und die höchste Nutzleistung sich nicht beim gleichen Druckverhältnis einstellen; bei einer auf höchste Nutzleistung ausgelegten Turbine 1st es erheblich tiefer. Ausgedehnte Untersuchungen haben nun ergeben, dass der erreichbare maximale thermische Gesamtwirkungsgrad bei einer kombinierten Gas- und Dampfturbinenanlage dann erzielt wird, wenn als Druckverhältnis des Gasturbinenprozesses dasjenige gewählt wird, bei dem sich die grösste Nutzleistung der Gasturbine ergibt. Es genügt also ein verhältnismässig einfacher Gasteil mit entsprechend weniger Verdichter- und Gasturbinenstufen als bei einem höheren Druckverhältnis, was als zusätzlicher Vorteil zu werten ist. Bei der Wahl eines tieferen oder höheren Druckverhältnisses sinkt der Gesamtwirkungsgrad ab. . . ,

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Claims (2)

88/68 Patentansprüche

1. Verfahren zum Betrieb einer Wärmekraftanlage mit einer kombinierten Gas- und Dampfturbine, bei der die Abgase der Gasturbine, deren Temperatur durch Verbrennung einer zusätzlichen Brennstoffmenge noch erhöht wird, als Heizgase eines Dampfkessels dienen, in welchem sie einen Teil ihrer Wärme abgeben, dadurch gekennzeichnet, dass zur Erzielung eines hohen thermischen Gesamtwirkungsgrades der Kraftanlage eine mindestens so grosse zusätzliche Brennstoffmenge verbrannt wird, wie nötig ist, um unter Berücksichtigung der für eine wirtschaftliche Wärmeübertragung im Kessel erforderlichen Temperaturdifferenzen zwischen den Heizgasen und dem Speisewasser bzw. Dampf die zulässige höchste Dampftemperatur beim festgelegten Frischdampfdruck zu erreichen.

2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Bestimmung .der optimalen zusätzlichen Brennstoffmenge die Heizgastemperaturen an der im Kessel dem Punkte beginnender Verdampfung entsprechenden Stelle um eine wählbare Temperaturdifferenz über der dem Frischdampfdruck zugehörigen Sattdampftemperatur und am Kesselende möglichst niedrig festgelegt werden, die den Heizgasen entziehbare Wärmemenge bei der Abkühlung von der dem Punkte beginnender Verdampfung entsprechenden Stelle bis zum Kesselende ermittelt, sie der im Kessel dem Speisewasser vom Eintritt bis zur Erreichung des Punktes beginnender Verdampfung zuzuführenden Wärmemenge gleichgesetzt, daraus die optimale Speisewasser- bzw. Dampfmenge berechnet und jene Brennstoffmenge bestimmt wird, die nötig ist, um unter

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des festgelegten Temperaturplanes die Dampfmenge auf die zulässige höchste Temperatur zu erhitzen.

~j>i Verfahren nach Anspruch 1 oder 2.₃ dadurch gekennzeichnet _} dass aie Differenz zwischen der Heizgastemperatur an der dem Punkte beginnender Verdampfung entsprechenden Stelle und der dem Frißchdampfciruck zugehörigen Sattdampf tempera tür möglichst klein gehalten wird.

h, Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet., dass als Druckverhältnis des Gasturbinenprozesses dasjenige gewählt wird, bei dem sich die grosste Nutzleistung der Gasturbine ergibt.

Aktiengesellschaft Brown, Boveri & CIe.

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