DE2640098C2 - Verfahren zum Betreiben einer Gas-Dampfturbinenanlage - Google Patents

Description

dadurch gekennzeichnet, daß

f) das Mischungsverhältnis (Xmix) des zweiten zum ersten Arbeits-Strömungsmittel und die spezifische Wärmeeingangsrate (SWER) so gewählt sind, daß bei vorgewählten Werten von Turbineneinlaßtemperatur (TET) und Kompressionsverhältnis (KPV) das Mischungsverhältnis (Xmix) im wesentlichen gleich oder größer als der Spitzenwert (Xmix Spitze) des Mischungsverhältnisses (Xmix) ist, für den gilt, daß die effektive Temperatur (Teff) der austretenden Mischung der beiden Arbeits-Strömungsmittel nach der Wärmeübertragung minimiert ist, wobei

(1

mit

45

CpGas die spezifische Wärme bei konstantem Druck des ersten Arbeits-Strömungsmittels,

Ts die fühlbare Temperatur der Mischung,

hDampf die Enthalpie des zweiten Arbeits-Strö-

mungsmittels in überhitztem Zustand, hfg die Verdampfungswärme, hftussig die Enthalpie der flüssigen Phase.

d) die aufgeheizten Arbeits-Strömungsmittel einer Turbine mit einer gewählten Turbineneinlaßtemperatur (T£7])zugeführt werden und

e) das zweite Arbeits-Strömungsmittel durch die aus der Turbine austretenden Arbeits-Strömungsmittel vor dem Einführen in die Kammer vom flüssigen Zustand in den Zustand des überhitzten Dampfes gebracht wird,

dadurch gekennzeichnet, daß

f) das Mischungsverhältnis (Xmix) des zweiten zum ersten Arbeits-Strömungsmittel und die spezifische Wärmeeingangsrate (SWER) so gewählt sind, daß bei den vorgewählten Werten von Turbineneinlaßtemperatur (ΤΕΤ)\χαά Kompressionsverhältnis (KPV) das Mischungsverhältnis (Xmix) im wesentlichen gleich oder größer als der Spitzenwert (Xmixspiuc) des Mischungsverhältnisses (Xmix) ist, für den gilt, daß die Temperaturdifferenz an dem Hals des Wärmetauschers zwischen der austretenden Mischung der beiden Arbeits-Strömungsmittel und dem zweiten Arbeits-Strömungsmittel ein Minimum ist und hierfür die Temperatur des überhitzten Dampfes des zweiten Arbeits-Strömungsmittels am Austrittsende des Wärmetauschers ein Maximum ist

3. Verfahren nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Kompressionsverhältnis (KPV) aus einem Bereich vorgewählt ist, der zwischen dem Wert liegt, bei dem für den vorgewählten Wert der Turbineneinlaßtemperatur (TET) das Maximum des thermischen Wirkungsgrades auftritt und einem Drittel dieses Wertes (F i g. 9).

4. Verfahren nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die spezifische Wärmeeingangsrate (SWER) aus einem Bereich gewählt ist, der zwischen dem Wert für das Maximum des thermischen Wirkungsgrades und dem Zweifachen dieses Wertes liegt, und das Mischungsverhältnis (Xmix) des zweiten zum ersten Arbeits-Strömungsmittel über dessen Spitzenwert (XMixspUze) hinaus erhöht ist, bis die vorgewählte Turbineneinlaßtemperatur (TET) erreicht ist.

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zum Betreiben einer Gas-Dampfturbinenanlage, bei dem

2. Verfahren zum Betreiben einer Gas-Dampftur- 55 _a) binenanlage, bei dem

a) ein erstes gasförmiges Arbeits-Strömungsmittel b) in einem gewählten Verhältnis (KPV) komprimiert und einer Kammer zugeführt wird,

b) ein zweites, flüssig-dampfförmiges Arbeits-Strömungsmittel in Dampfform in einem _c) gewählten Mischungsverhältnis (Xmix) zum ersten Arbeits-Strömungsmittel in die Kammer eingeführt wird, ₆₅ ^\

c) beide Arbeits-Strömungsmittel in der Kammer mit einer gewählten spezifischen Wärmeeingangsrate (SWER)geheizt werden, _e)

ein erstes, gasförmiges Arbeits-Strömungsmittel in einem gewählten Verhältnis komprimiert und einer Kammer zugeführt wird,

ein zweites, flüssig-dampfförmiges Arbeits-Strömungsmittel in Dampfform in einem gewählten Mischungsverhältnis zum ersten Arbeits-Strömungsmittel in die Kammer eingeführt wird,
beide Arbeits-Strömungsmittel in der Kammer mit einer gewählten spezifischen Wärmeeingangsrate geheizt werden,

die aufgeheizten Arbeits-Strömungsmittel einer Turbine mit einer gewählten Turbineneinlaßtemperatur zugeführt werden,
das zweite Arbeits-Strömungsmittel durch die aus

der Turbine austretenden Arbeits-Strömungsmittel vor dem Einführen in die Kammer vom flüssigen Zustand in den Zustand des überhitzten Dampfes gebracht wird.

Ein solches Verfahren ist aus der Zeitschrift »Engine Design and Applications«, 1. Band, Nr. 6 (März 1965), Seiten 34 bis 38, bekannt Bei der dort gezeigten Zweistoff-Gasturbine wird der zusätzliche Dampf in die Brennkammer eingespritzt, wobei er in einem Gegenstrom-Wärmetauscher, der von den Turbinenabgasen betrieben wird, erwärmt wird.

Weiterhin ist dort beschrieben, daß eine Dampfzufuhr den Wirkungsgrad und die abgegebene Leistung erhöht, wobei die besten Ergebnisse dann erreicht wurden, wenn die maximale Zyklustemperatur erhöht und die Dampfmenge vergrößert würde.

Aus der DE-OS 23 21 379 ist ebenfalls eine Zweistoff-Gasturbine bekannt, bei der Wasser oder Dampf in das Antriebsmittel der Gasturbine injiziert werden, um die Strömungsmasse zu erhöhen und dadur-h den Leistungsausstoß zu vergrößern. Weiterhin dient das Injizieren einer begrenzten Menge von Dampf dazu, den Anteil an Stickstoffoxiden, allgemein mit NO_x bezeichnet, zu verringern. Schließlich ist in der DE-OS 23 21 379 erkannt worden, daß übermäßige Mengen von Dampf, welche vor oder in die Verbrennungsreaktionszone injiziert werden, eine Verschlechterung des Verbrennungsvorganges bewirken und damit den Wirkungsgrad der Verbrennung in der Gasturbine verringern können. Allerdings ist nicht erwähnt, was mit »übermäßigen Mengen von Dampf« gemeint ist, noch wie ein Grenzwert bzw. optimaler Wert für die Dampfmenge bestimmt werden kann.

Generell muß man zwischen Zweistoff-Turbinenanlagen bzw. Gas-Dampfturbinenanlagen und Gasturbinen mit Wassereinspritzung unterscheiden.

Das Einspritzen von Wasser in Gasturbinen ist seit langem als wirksame Maßnahme zur Kühlung des Brenners bekannt. Hierdurch ergibt sich auch zusätzlich eine relativ einfache Möglichkeit zur Erhöhung der Leistung oder des Schubes. Dies wurde insbesondere bei den ersten Flugzeug-Turbojet-Maschinen zur Erhöhung des Schubes beim Start angewandt. Die Ähnlichkeit eines Gasturbinen-Kreisprozesses mit Wassereinspritzung mit dem Kreisprozeß einer Zweistoff-Turbinenanlage beschränkt sich darauf, daß in beiden Fällen zwei Arbeits-Strömungsmittel in der Turbine gemeinsam verwendet werden.

Obwohl in beiden Fällen zwei gleiche Arbeits-Strömungsmittel, nämlich Wasser und Luft, verwendet werden, sind die Betriebsweise und die Konstruktion von Gasturbinen mit Wassereinspritzung und eine Energieerzeugungsanlage mit einem Doppel-Strömungsmittel-Zyklus vollständig verschieden. Bei Gasturbinen mit Wassereinspritzung kann Wasser entweder am Einlaß oder am Auslaß des Kompressors oder unmittelbar in den Brenner zur Kühlung eingespritzt werden, ohne daß die Abfallwärme des Zyklus in das Wasser zurückgewonnen wird. Wegen der großen latenten Verdampfungswärme ist Wasser als Kühlmittel besonders effektiv. Da jedoch keine Wärmerückgewinnung stattfindet, hat der Prozeß einen negativen oder nur geringen Effekt auf den thermischen Wirkungsgrad.

Ein weiterer Zweck der Wassereinspritzung besteht darin, eine Erhöhung des Schubes oder der Leistung für nur kurze Perioden zu erreichen. Das wird durch den höheren Massenstrom durch die Turbine oder die Schubdüse erreicht Da die Maschine nicht für dauernden Betrieb mit Wasser ausgelegt ist, ist die Wassermenge, die dem Zyklus hinzugefügt werden kann, durch die Drosselcharakteristiken des Kompressors begrenzt

In direktem Gegensatz dazu ist eine Energieerzeugungsanlage für den Doppel-Strömungsmittel-Zyklus für kontinuierlichen Betrieb mit Dampf ausgelegt der durch die Rückgewinnung von Wärme erzeugt wird, die sonst für den Zyklus verlorenging. Es ist wichtig zu berücksichtigen, daß das Rankine-Zyklus-Strömungsmittel im Doppel-Strömungsmittel-Zyklus ein Arbeits-Strömungsmittel und nicht ein Kühlmittel ist Wie noch ersichtlich wird, ergibt die richtige Kombination der Zyklusparameter zur Erzielung eines hohen thermischen Wirkungsgrades in einer Doppel-Strömungsmittel-Zyklus-Maschine nach der Erfindung ein höheres Wasser-Luft-Verhältnis, wenn die Entwurfspunkt-Turbinen-Einlaßtemperatur erhöht wird. Bei bekannten Gasturbinenkonstruktionen mit Wassereinspritzung ergibt eine Erhöhung der TurbineneinlaStemperatur immer ein reduziertes Wasser-Luft-Verhältnis.

Eine weitere Anwendung der Wassereinspritzung in Gasturbinen dient zur Verringerung der Luftverschmutzung. Wasser wird in den Luftstrom hinter dem Kompressor bis zum Sättigungspunkt eingespritzt Wenn ein Regenerator verwendet wird, wird Wasser vor dem Eingang des Wärmetauschers in der richtigen Menge (weniger als 8%) eingespritzt, so daß das Wasser vollständig verdampft. Die Luft-Dampf-Mischung gewinnt dann die Abgaswärme zurück, ehe sie in die Verbrennungskammer eintritt. Der Effekt des Dampfes ist es, die Luft zu verdünnen, so daß die Flammentemperatur in der Verbrennungskammer herabgesetzt wird. Die NOj-Bildung in einer Gasturbine ist eine starke Funktion der lokalen Flammentemperatur innerhalb der Verbrennungszone, und deshalb ergibt sich durch die Wassereinspritzung eine Herabsetzung des ΝΟ,-Pegels.

Es ist bekannt, daß der Wärmeübergang von dem die Turbine verlassenden Fluid auf Wasser effektiver ist als die Wärmeübertragung auf ein Wasser-Dampf-Gemisch und diese wiederum effektiver als die Wärmeübertragung auf reinen Dampf. Aus diesem Grunde ist eine Wärmerückgewinnung in Wasser ohne Luft wesentlich effektiver als die Wärmerückgewinnung in einer Dampf-Luft-Mischung. Zusätzlich gilt für das Luft-Dampf-Regenerationssystem die gleiche Druckverhältnisgrenze wie für eine Regenerativ-Gasturbine. Das optimale Druckverhältnis liegt gewöhnlich bei etwa 6 zu 1. Obwohl dieser Zyklus den Durchsatz erhöhen kann und auch eine geringe Verbesserung des · Wirkungsgrades erreichbar ist. kann er hinsichtlich des Wirkungsgrades noch nicht als optimal bezeichnet werden. Insbesondere sind die Zusammenhänge zwischen den einzelnen Zyklusparametern äußerst komplex, wobei bisher nicht bekannt ist, wie diese Parameter für einen optimalen Wirkungsgrad eingestellt werden müssen.

Vor allem ist zu berücksichtigen, daß bei einer Zweistoff-Gasturbinenanlage mit zwei Arbeits-Strömungsmitteln gearbeitet wird, die verschiedene Kreisprozesse durchlaufen. Jedes Strömungsmittel wird getrennt komprimiert; sie werden jedoch zu einer einzigen Mischung für die Expansion und die Wärmerückgewinnung kombiniert. Somit kombiniert dieser Zyklus im wesentlichen ein Brayton-Zyklus mit einem regenerativen Rankine-Zyklus im Parallelbetrieb, so daß die betrieblichen Grenzen für das Kompressions-

verhältnis des Brayton-Zyklus, die obere Temperatur im Rankine-Zyklus und die Abfallwärmeabstoßung in beiden Zyklen beseitigt werden. Eine Regeneration unter Verwendung des Arbeits-Strömungsmittels des Rankine-Zyklus ist ein weiteres, sehr wichtiges Markmal dieses Zyklus. Aus dem deutschen Buch von E. Schmidt, »Thermodynamik«, 9. Auflage, 1962, Seiten 409 bis 411, ist bekannt, daß die Enthalpie eines Dampf-Gas-Wasser-Gemisches aus den jeweiligen Enthalpien der einzelnen Bestandteile und der Verdampfungswärme des Wassers für den Dampfanteil zusammengesetzt ist. Dem Fachmann ist ebenfalls geläufig, daß ein thermodynamischer Kreisprozeß dann optimiert ist, wenn die Abwärme des Kreisprozesses, d. h., die Enthalpie des die Gasturbinenanlage verlassenden Strömungsmittels, minimiert ist. Allerdings ist die Enthalpie keine direkt meßbare Größe, so daß es bisher auch noch nicht gelungen ist, diese obige Erkenntnis vollständig in die Praxis umzusetzen.

Aufgabe der Erfindung ist es, das Verfahren der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, daß ein optimaler Wirkungsgrad erreicht wird.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß das Mischungsverhältnis des zweiten zum ersten Arbeits-Strömungsmittel und die spezifische Wärmeeingangsrate so gewählt sind, daß bei vorgewählten Werten von Turbineneinlaßtemperatur und Kompressionsverhältnis das Mischungsverhältnis im wesentlichen gleich oder größer als der Spitzenwert des Mischungsverhältnisses ist, für den gilt, daß die effektive Temperatur der austretenden Mischung der beiden Arbeits-Strömungsmittel nach der Wärmeübertragung minimiert ist, wobei

Χ, + %MB

die spezifische Wärme bei konstantem Druck des ersten Arbeits-Strömungsmittels,
die fühlbare Temperatur der Mischung,
die Enthalpie des zweiten Arbeits-Strömungsmittels in überhitztem Zustand,
die Verdampfungswärme,
die Enthalpie der flüssigen Phase.

Gemäß einem anderen Aspekt der Erfindung, d.h. ausgedrückt in meßtechnisch besser erfaßbaren Werten, die allerdings den Sachverhalt nicht so klar erkennen lassen, wird diese Aufgabe auch dadurch gelöst, daß das Mischungsverhältnis des zweiten zum ersten Arbeits-Strömungsmittel und die spezifische Wärmeeingangsrate so gewählt sind, daß bei den vorgewählten Werten von Turbineneinlaßtemperatur und Kompressionsverhältnis das Mischungsverhältnis im wesentlichen gleich oder größer als der Spitzenwert des Mischungsverhältnisses ist, für den gilt, daß die Temperaturdifferenz an dem Hals des Wärmeaustauschers zwischen der austretenden Mischung der beiden Arbeits-Strömungsmittel und dem zweiten Arbeits-Strömungsmittel ein Minimum ist und hierfür die Temperatur des überhitzten Dampfes des zweiten Arbeits-Strömungsmittels am Austrittsende des Wärmetauschers ein Maximum ist

Die wesentlichsten Vorgänge des Verfahrens der Erfindung laufen im Wärmetauscher ab. Wie weiter unten ausführlich erläutert wird, existiert für den Wärmetauscher eine bestimmte, relativ große Wassermenge, die im Wärmetauscher gerade verdampft werden kann. Hierbei tritt am Hals des Wärmetauschers zwischen den beiden Medien eine bestimmte Temperaturdifferenz auf. Wenn nun die Wassermenge verringert wird, bleibt die Halstemperaturdifferenz zunächst gleich, und die Uberhitzungstemperatur des Dampfes steigt an. Wird die Wassermenge weiter verringert, steigt die Uberhitzungstemperatur des Dampfes möglicherweise noch weiter an, es kommt jedoch ein Punkt, von dem ab die Halstemperaturdifferenz zunimmt.

Kurz zusammengefaßt gibt das Verfahren der Erfindung an, wie die einzelnen Maschinenzyklusparameter, nämlich die Turbineneinlaßtemperatur, das Gesamtzyklus-Druckverhältnis, die spezifische Wärme-

eingangsrate (d. h., die Wärmemenge pro Gewichtseinheitsgasströmung oder das Luft-Brennstoff-Verhältnis) und das Mischungsverhältnis der beiden Arbeitsströmungsmitte! eingestellt werden müssen, um optimalen Wirkungsgrad zu erhalten.

Am Beispiel von Luft (der Einfachheit halber wird die Feuchtigkeit der Umgebungsluft und der Verbrennungsprodukte vernachlässigt) und Wasser als Arbeits-Strömungümittel wird gezeigt, daß die richtige Wahl dieser Parameter für die Gas-Dampfturbinenanlage zu einem Verfahren führt, das hinsichtlich des thermischen Wirkungsgrades (und damit des Brennstoffverbrauchs) den bekannten Turbinenenanlagen überlegen ist. Ein thermischer Wirkungsgrad besser als 52% kann unter Verwendung der bekannten Gasturbinen-Bauelemente-

Technologie erreicht werden, und Wirkungsgrade von 60% können realisiert werden, wenn moderne Technologie für hohe Druckverhältnisse und hohe Temperaturen verwendet wird.
Die richtige Kombination von Zyklusparametern für

den Parallelgemisch-Regenerativ-Zyklus mit doppeltem Strömungsmittel resultiert überraschenderweise in einem höheren Anteil von Flüssigkeit (wie Wasser) relativ zum Gas (wie Luft) bei Erhöhung der Turbineneinlaßtemperatur. Dies stellt einen ganz wesentlichen Unterschied dieses Zyklus gegenüber bekannten Gasturbinen-Energieerzeugungsanlagen mit Wassereinspritzung dar. In der Vergangenheit wurde die kritische Beziehung zwischen den Zyklusparametern zur Erreichung hohen Wirkungsgrades nicht erkannt,

und eine höhere Turbineneinlaßtemperatur resultierte in reduzierten Wasser-Luft-Verhältnissen, weil das Luft-Brennstoff-Verhältnis nicht in der entsprechenden Proportion eingestellt wurde.

Es wurde auch festgestellt, daß der Wirkungsgrad mit

dem Grad der Uberhitzungstemperatur oder Qualität des Regenerativdampfes in Beziehung steht, Tatsachen, die bisher nicht bekannt waren. Es wurde festgestellt, daß der Wirkungsgrad maximiert wird, wenn der in die Verbrennungskammer eintretende Dampf überhitzt ist

und sich auf einer maximalen Uberhitzungstemperatur und einer maximalen Abfallwärmewiedergewinnung befindet Diese Maximaltemperatur ist durch die Turbinenabgastemperatur begrenzt »Grad der Überhitzung« wird als die Temperatur oberhalb der

Siedetemperatur einer Flüssigkeit unter einem gegebenen Druck definiert Die »Dampfqualität« wird als Prozentsatz Dampfmasse gegenüber Flüssigkeit in einem Naßdampf definiert, wenn diese bei konstanter Siedetemperatur gemischt werden. Das Kompressions-

verhältnis beeinflußt also direkt den Überhitzungsgrad oder die »Qualität«. Eine Erhöhung des Druckverhältnisses reduziert den Grad der Überhitzung, ein zu hohes Druckverhältnis bringt jedoch eine ungerechtfertigte

Belastung für die Kompressionsarbeit des Brayton-Zyklus. Das vorangegangene ist ein gutes Beispiel dafür, wie die richtige Wahl der Zyklusparameter den Wirkungsgrad des neuen Zyklus beeinflußt.

Es wurde auch festgestellt, daß maximale Wirkungsgrade nur dann eintreten, wenn sich die Maschinenparameter, abgesehen vom Druckverhältnis, innerhalb eines engen Bereiches zulässiger Werte befinden. Ein maximaler Wirkungsgrad muß immer gegen Maschinendurchsatz-Betrachtungen abgeglichen werden, und deshalb kann eine praktische Maschine geringfügig neben dem maximal überhitzten Regenerativdampf arbeiten, um etwas Durchsatz zu gewinnen. Die Qualität des Dampfes definiert eine untere Grenze für den Maschinenbetrieb für maximalen Durchsatz, wenn der Zyklus Wärme von außen erhält, ist jedoch auch durch das stöchiometrische Verhältnis begrenzt, wenn ein Brennstoff intern verbrannt wird.

Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind den Unteransprüchen zu entnehmen.

Die Erfindung soll anhand der Zeichnung näher erläutert werden; es zeigt

F i g. 1 ein Blockdiagramm einer Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel,

Fig.2a graphisch das Temperatur-Entropie-(T-S)-Diagramm der beiden Arbeits-Strömungsmittel der Wärmekraftmaschine nach Fi g. 1,

F i g. 2b graphisch die Parameter der effektiven Temperatur in einer Maschine mit doppeltem Strömungsmittel,

F i g. 3 ein Blockdiagramrr. zur Veranschaulichung der relativen Tempeaturniveaus auf beiden Seiten des in F i g. 1 dargestellten Wärmetauschers,

F i g. 4 den Maschinenzyklus-Wirkungsgrad einer Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel in Abhängigkeit von den Turbineneeinlaßtemperaturen bei konstanten Kompressionsverhältnissen für Betrieb bei Spitzenwirkungsgrad,

F i g. 5 — 3 graphisch den Wirkungsgrad einer Maschine mit doppeltem Strömungsmittel in Abhängigkeit von der spezifischen Wärmeeingangsrate für 816 bis 1649°C (1500° F-3000° F) bei konstanten Kompressions Verhältnissen von 10,20,30 bzw. 40,

F i g. 9 graphisch die Interdependenz der Turbineneinlaßtemperatur und des Kompressionsverhältnisses in einer Wärmekraftmaschine nach der Erfindung,

F i g. 10—13 graphisch den Zusammenhang zwischen der spezifischen Wärmeeingangsrate und dem Überhitzungsgrad bei verschiedenen Werten der Turbineneiniaßtemperaturen des regenerierten Dampfes für Kompressionsverhältnisse von 10, 20, 30 bzw. 40 in einer Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel, F i g. 14 den Bereich von X_mK für eine Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel für Betrieb von maximalem Wirkungsgrad bis hohem Durchsatz,

Fig. 15 —18 die Abhängigkeit von Xmix von der Turbineneinlaßtemperatur, dem Kompressionsverhältnis und der spezifischen Wärmeeingangsrate für Kompressionsverhältnisse von 10,20,30 bzw. 40,

F i g. 19 graphisch den nutzbaren Bereich von X_mi_x in Abhängigkeit von der spezifischen Wärmeeingangsrate für den Entwurf und den Betrieb einer Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel für maximalen Wirkungsgrad bis maximalen Durchsatz,

Fig.20—23 graphisch den Maschinendurchsatz in Abhängigkeit von der spezifischen Wärmeeingangsrate für Druckverhältnisse von 10,20,30 bzw. 40,

F i g. 24 graphisch den engen Bereich für Durchsatzbetriebsbereiche in Abhängigkeit von der Turbineneinlaßtemperatur für eine Maschine mit doppeltem Strömungsmittel, die für Betrieb zwischen maximalem Wirkungsgrad und maximalem Durchsatz entworfen ist, F i g. 25 den Einfluß des Kompressorwirkungsgrades auf den Gesamtmaschinenwirkungsgrad für eine Maschine mit doppeltem Strömungsmittelzyklus,

F i g. 26 den Einfluß des Wärmetauscher-Gegendrucks auf den Gesamtmaschinenwirkungsgrad einer

ίο Wärmekraftmaschine mit Doppel-Strömungsmittel-Zyklus,

F i g. 27a graphisch einen Bereich von Kompressionsverhältnissen in Abhängigkeit von der Turbineneinlaßtemperatur für praktischen Betrieb einer Maschine mit doppeltem Strömungsmittel-Zyklus,

Fig.27b einen Bereich von Luft-Brennstoff-Verhältnissen (und spezifischen Wärmeeingangsraten) in Abhängigkeit von der Turbineneingangstemperatur für praktischen Betrieb einer Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel-Zyklus,

F i g. 28 einen Bereich für X_mlK in Abhängigkeit von der Turbineneinlaßtemperatur, der dem Luft-Brennstoff-Verhältnis (und spezifischem Wärmeeingangsverhältnis) und den Kompressionsverhältnissen entspricht, die in F i g. 27a und 27b dargestellt sind,

F i g. 29 die Grenzen eines konventionellen Wärmetauschers, der in eine Parallelgemisch-Regenerativzyklus-Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel integriert ist, durch Veranschaulichung des thermischen Maschinenwirkungsgrades in Abhängigkeit vom Luft-Brennstoff-Verhältnis,

F i g. 30 graphisch den Effekt der Temperaturen auf beiden Seiten des Wärmetauschers nach F i g. 1 bei Erhöhung des Luft-Brennstoff-Verhältnisses und

Fig.31 den Effekt von drei verschiedenen Luft-Brennstoff-Verhältnissen auf den Wärmetauscher.

F i g. 1 ist ein Blockdiagramm einer Ausführungsform einer Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel nach der Erfindung. Typischerweise arbeitet die Maschine mit Luft als erstem Arbeits-Strömungsmittel. Eine Brennstoff-Verbrennung mit Luft ist eine typische Energiequelle, und Wasser ist ein typisches zweites Arbeits-Strömungsmittel. Luft tritt in eine Drossel 12 ein, um den Luftdruck vor dem Eintritt in einen Kompressor 14 zu regulieren, wo sie adiabatisch komprimiert wird. Wenn das Kompressionsverhältnis des Kompressors unter 12 :1 liegt, kann die Drossel 12 auch als Vergaser wirken, wobei ein Teil des Brennstoffes in die Drossel eingeführt wird, wie bei 18' angedeutet Wenn das Kompressionsverhältnis des Kompressors 14 größer als 12:1 ohne spezielle Kühlung ist, würde sich eine spontane Verbrennung im Kompressor ergeben, wenn eine Luft/Brennstoff-Mischung komprimiert würde. Für höhere Kompressions-Verhältnisse muß der Brennstoff hinter der Kompression bei 18 eingeführt werden.

Der Kompressor 14 kann beliebiger Art sein, für eine hohe Volumen-Durchflußraten-Maschine ist jedoch ein üblicher Axialstrom- oder Zentrifugalstrom-Luftkom-

eo.pressor erwünscht, äquivalent solchen, die in üblichen Gasturbinenmaschinen verwendet werden.

Vom Kompressor 14 tritt die Luft oder das Luft/Brennstoff-Gemisch in die Verbrennungskammer 16 ein. Wenn Brennstoff nicht in den Luftstrom durch den Kompressor 14 eingeführt worden ist oder wenn zusätzlicher Brennstoff erwünscht ist, wird dieser direkt in die Verbrennungskammer bei 18 eingeführt Durch die Verbrennung wird der Luft Wärme zugeführt; die so

erwärmten Verbrennungsprodukte bilden das erste Arbeits-Strömungsmittel der Wärmekraftmaschine 10. Das erste Arbeits-Strömungsmittel kann außer durch Verbrennung auf andere Weise erwärmt werden, beispielsweise durch Sonnenenergie oder durch Kernenergie in Verbindung mit einem Wärmetauscher statt des Verbrennungsraumes. Für den Rest der Beschreibung wird angenommen, daß das erste Arbeits-Strömungsmittel durch Verbrennung erwärmt wird. Unabhängig von der Wärmequelle wird die zugefügte Wärmemenge im folgenden als spezifische Wärmeeingangsrate (SWER) bezeichnet, der Wärmeeingang pro Kilogramm des ersten Arbeits-Strömungsmittels, das einströmt.

Der Verbrennungsraum 16 kann in einer im Gasturbinenbau üblichen Konstruktion ausgeführt sein. Der Bereich stromabwärts von der Verbrennungszone muß jedoch modifiziert werden, um überhitzten Hochdruckdampf in der Weise einzuspritzen, daß eine gute Mischung mit den Verbrennungsprodukten der Luft gefördert wird. Es kann möglich sein, modernere Verbrennungsraumkonstruktionen zu verwenden, die den Dampf als Ejektor zur Minimierung von Druckverlusten nutzen. Die Mischung würde in einer Weise stattfinden ähnlich der, bei der Verdünnungsluft sich mit den primären Zonenverbrennungsprodukten in einem konventionellen Verbrenner mischt.

Wasser, das zweite Arbeits-Strömungsmittel, wird mit einer Pumpe 22 auf hohen Druck komprimiert. Das Hochdruckwasser tritt in einen Wärmerückgewinner 24 ein, wo die Abfall-Abgaswärme von der Dampf/Verbrennungsprodukt-Mischung absorbiert wird, die vom Expander 28 abgegeben wird. Wie noch näher im folgenden beschrieben wird, wird das Wasser zur Verdampfung erwärmt. In den meisten Fällen wird der Dampf jedoch überhitzt, es ist jedoch möglich, daß Naßdampf vom Wärmerückgewinner entlassen wird. Wegen der latenten Verdampfungswärme von Wasser wird ein Großteil der von irgendwelchem Wasser bei der Umwandlung in Luft absorbierten Wärme bei im wesentlichen konstanter Temperatur absorbiert, d. h., bei der Siedetemperatur.

Der erhitzte Dampf oder die Dampf/Wasser-Mischung vom Regenerator 24 tritt dann in die Verbrennungskammer 16 ein. Um die Kühlung der « Verbrennungskammerwände zu unterstützen, kann der Dampf zunächst durch Wassermäntel in der Wand der Verbrennungskammer strömen. Irgendwelcher Naßdampf in oder kurz hinter der Verbrennungskammer wird schnell in überhitzten Dampf verdampft Die so Übertragung der Wärmeenergie von den erhitzten Verbrennungsprodukten zum Dampf wird durch turbulente Mischung der beiden Arbeits-Strömungsmittel erreicht. Der Wasserdampf wird mit den Verbrennungsprodukten erst nach der Verbrennung gemischt, so daß der Dampf den Verbrennungsprozeß nicht löscht Der Dampf wird jedoch dazu verwendet, die Temperatur der Verbrennungsprodukte so zu kontrollieren, daß eine Entwurfs-Turbineneinlaßtemperatur erreicht wird, wie noch näher im folgenden beschrieben wird.

Die Mischung der beiden Arbeits-Strömungsmittel tritt dann in einen Expander oder eine Kernturbine 26 ein, die den Kompressor 14 treibt, und dann in einen weiteren Expander oder eine Arbeitsturbine 28. Diese Expander wandeln die thermische Energie der beiden Arbeits-Strömungsmittel in mechanische Arbeit um, um den Kompressor 14 anzutreiben und eine Netto-Abgabeleistung zu erzeugen.

Sowohl die Kernturbine 26 als auch die Arbeitsturbine 28 sind konventionell in dem Sinne, daß es sich um typische Reaktionsturbinen-Konstruktionen handelt. Sie müssen jedoch speziell für die Gasmischung von Luftverbrennungsprodukten und Dampf ausgelegt werden, weil das spezifische Wärmeverhältnis und die mittlere Dichte der Gasmischung sich in Abhängigkeit vom Mischungsverhältnis ändern. Das bietet keine Probleme bei der aerodynamischen Konstruktion der Turbine hinsichtlich der Strömungsflächen und Blattprofile, solange das Kompressionsverhältnis, die maximale Einlaßtemperatur und die spezifische Wärmeeingangsrate bekannt sind. Es muß eine sorgfältige Materialwahl stattfinden, um hohen Temperaturen standzuhalten; es ist jedoch gut möglich, einen Teil des Dampfes zur Filmkühlung der Turbine zu verwenden, um die Kompressornebenluft zu ersetzen, wie das in üblichen Hochtemperatur-Gasturbinen geschieht.

Der Wärmetauscher 24, der dazu verwendet wird, die Abfallwärme vom Zyklus rückzugewinnen, ist ein Gegenstrom-Wärmetauscher. Die Gasseite des Wärmetauschers enthält die Gasmischung, die in der Temperatur vom Leistungsturbinenausgang 28 auf eine Temperatur bei oder über der Sättigungstemperatur des Wassers in der Gasmischung fällt. Diese Sättigungstemperatur ist abhängig vom Partialdruck des Dampfes in der Gasmischung. Auf der Flüssigseite des Wärmetauschers wird Wasser unter Druck von etwa Umgebungstemperatur auf Siedetemperatur erhitzt, wo es verdampft. Naßdampf bildet dann den Wasser-Dampf-Mischungsbereich, und wenn ausreichender Wärmeübergang von der Gasmischung existiert, ergibt sich überhitzter Dampf am Wärmetauscherausgang.

Vom Wärmetauscher 24 entlädt sich die Gasmischung in den Kondensator 30. Der Wasserdampf in der Gasmischung befindet sich auf Sättigungstemperatur oder etwas höherer Temperatur. Der Kondensator 30 ist eine typische Wasser-Dampf-Konstruktion, wie sie jetzt in einigen geothermischen Energieanlagen verwendet werden, um Dampf zu Wasser zu kondensieren. Die Gasmischung wird in ein geschlossenes Gefäß geleitet, in das Wasser von oben von Brauseköpfen eingespritzt wird. Die Wassertropfen absorbieren die Wärme von der Gasmischung, und das Wasser in der Mischung kondensiert und tropft zum Boden des Gefäßes mit dem Kühlwasser. Das restliche Gas wird von der Oberseite des Gefäßes zur Atmosphäre entlassen.

Nach einer Reinigung im Wassersystem 20 wird die richtige Wassermenge abgemessen und zur Flüssigseite des Wärmetauschers gepumpt, zur Regeneration vor dem Verbrennungsraum. Das restliche Wasser wird durch einen Kühlturm oder eine andere Kühleinrichtung geschickt und dann im Kondensator wiederverwendet

Die beiden Arbeits-Strömungsmittel, Wasser und Luftprodukte, folgen also parallelen Zyklen, wobei die beiden Strömungsmittel vor dem Expansionsteil des Zyklus gemischt werden. Da die beiden Strömungsmittel gemischt werden, werden ihre Arbeitsbeiträge addiert, d. h. gemischt

Die Wärmeenergiequelle, die von der Maschine mit doppeltem Strömungsmittel verwendet wird, die durch die Erfindung verfügbar gemacht wird, ist hinsichtlich der Brennstoffart oder der Wärmeeingangseinrichtung begrenzt Kohlenwasserstoffe, brennbare Gase, die durch die Kohlenumwandlung erzeugt werden, oder Alkohole können verwendet werden. Zusätzlich können, wie oben beschrieben, konzentrierte Sonnenener-

gie oder eine Kernreaktion als Wärmequelle verwendet werden. Jeder Brennstoff hat jedoch seinen eigenen »besten« Satz Maschinenbetriebsbedingungen und Zyklusparameter. Um die Beschreibungen und Erläuterungen zu vereinfachen, beziehen sich alle Zyklusbeschreibungen und Betriebsparameter der Maschine mit doppeltem Strömungsmittel auf einen typischen Kohlenwasserstoff-Brennstoff mit Luft und Wasser als den beiden Arbeits-Strömungsmitteln. Die Abwandlung für andere Arbeits-Strömungsmittel wie Helium, Freon usw. und auch die Verwendung von Kernenergie-Wärmequellen kann durch übliche Ingenieurmaßnahmen erfolgen.

In den folgenden Punkten wird der thermodynamische Zyklus der Regenerativ-Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel nach der Erfindung zusammengefaßt:

1. Die Kompression der beiden Strömungsmittel findet getrennt statt. Luft wird von Atmosphärendruck mit Kompressor 14 auf den maximalen Zyklusdruck komprimiert. Wasser wird bei Umgebungstemperatur auf einen Druck gepumpt, der etwas größer ist als der Kompressorausgangs-Luftdruck.

2. Die Verbrennung findet in einer Mischung von Luft und einem geeigneten Brennstoff in einer Brennkammer 16 statt. Für diese Beispiele und die Zahlen wird ein Kohlenwasserstoffbrennstoff angenommen. Wasser in der Form vom überhitzten Dampf wird dann mit den Verbrennungsprodukten der Luft gemischt. Dieser Dampf ist das Resultat einer Vorerhitzung des Wassers durch den Rückgewinnungs-Wärmetauscher 24 und befindet sich auf etwas höherem Druck als das Verbrennungsgas, um eine gute Mischung zu fördern.

3. Die resultierende Mischung aus Luftverbrennungsprodukten und Dampf, im folgenden mit Gasmischung bezeichnet, befindet sich auf einer spezifizierten maximalen Turbineneinlaßtemperatur und einer spezifischen Wärmeeingangsrate (SWER), gemessen in kj/kg Luft/sec (bzw. Btu/lb Luft/sec), die die Kombination des Wasser-Luft-Verhältnisses (X_mix) diktieren. (Es ist zu beachten, daß X_mi_X allgemein das Verhältnis des flüssigen-dampfförmigen Strömungsmittels zum gasförmigen Arbeits-Strömungsmittel bezeichnet, in diesem Falle Wasser bzw. Luft.) SWER kann dazu verwendet werden, das Luft-Brennstoff-Verhältnis (LBV) bei den Brennstofftypen zu bestimmen. Die Expansion dieser Gasmischung findet in Turbinen 26 und 28 statt Die erste oder Hochtemperatur- oder Kern-Turbine 26 treibt den Luftkompressor durch eine Verbindungswelle. Die zweite oder Leistungs-Turbine ist eine freie Turbine 28, die die nutzbare Ausgangsleistung liefert

4. Die Gasmischung, die aus der Leistungs-Turbine austritt, wird dann durch einen Gegenstrom-Rückgewinnungs-Wärmetauscher 24 geschickt. Dieser Wärmetauscher nutzt in den meisten Fällen die sonst aus dem Zyklus ausgestoßene Wärme, um das Wasser auf Dampf bei Überhitzungstemperaturen zu erhitzen, der dann in die Verbrennungskammer 16 eingespritzt wird. Auf diese Weise wird die Wärme im Zyklus rückgewonnen. Zur Betriebsaufnahme und in einigen speziellen Anwendungsfällen kann auch eine Nachverbrennung im Abgas zwischen dem Turbinenausgang und dem Wärmetauscher vorgesehen werden. Die Gasmischung auf der heißen Seite fällt von der Turbinenauslaßtemperatur auf eine Abgastemperatur mit der Sättigungstemperatur des Dampfes in der Gasmischung als unterer Grenze. Der Dampf wird auf Überhitzungstemperaturen angehoben, und je nach den spezifizierten Zyklus-Drücken und Temperaturen befindet er sich auf. oder nahe dem maximalen Überhitzungstemperaturpunkt.
Zwei thermodynamische Grenzen gelten für den Wärmetauscher: Erstens kann die maximale Temperatur des Wassers nach der Abfallwärmerückgewinnung die Gasmischungstemperatur am Leistungsturbinen-Ausgang nicht übersteigen. Zweitens kann die Gasmischungstemperatur an der Stelle des Wärmetauschers,

ίο an der das Wasser siedet (Sättigungstemperatur) nicht niedriger sein als diese Wassersättigungstemperatur.

Das wird als Wärmetauscher-»Hals« bezeichnet und wird noch näher besprochen.

5. Die Gasmischung verläßt den Wärmetauscher 24

is bei oder über der Sättigungstemperatur des Dampfes in der Gasmischung, festgelegt durch den Partialdruck des Dampfes, und strömt dann durch den Kondensator 30. Im allgemeinen ist im Wärmetauscher 24 keine Kondensation erwünscht. Der Dampf kondensiert vielmehr im Kondensator 30 zu Wasser und wird dort aus der Mischung getrennt. Die restlichen Produkte der Luftverbrennung werden in die Atmosphäre entlassen. Das kondensierte Wasser wird gereinigt, auf Hochdruck gepumpt und in den regenerativen Wärmetauscher zurückgeschickt.

Um dieses Parallelgemisch-Regenerativ-Prinzip mit doppeltem Strömungsmittel besser zu illustrieren, wird auf den thermodynamischen Wärmezyklus gemäß F i g. 2a Bezug genommen, in der für jedes der beiden Arbeits-Strömungsmittel das Temperatur-Entropie-(T-S)-Diagramm dargestellt ist, die, wie noch gezeigt wird, während gewisser Teile des Zyklus parallel gekuppelt sind. Das Diagramm ist idealisiert, indem kleinere Wirkungsgradverluste nicht berücksichtigt werden.

Ferner werden die beiden Strömungsmittel in ihren Brayton- und Rankine-Zyklen zur Illustration getrennt behandelt. Obwohl die beiden Arbeits-Strömungsmittel, die in Fig. 2a dargestellt sind, ihre eigenen, getrennten Zyklus-T-S-Diagram me haben, sind sie in sehr starkem Maße interdependent.

Das gasförmige Arbeits-Strömungsmittel startet im Zustand 1 und wird komprimiert, um 2 zu erreichen. Die Verbrennung und die Dampfmischung findet statt, um dem thermodynamischen Zustand zu erlauben, 3 zu erreichen. Eine gemeinsame Expansion mit dem Dampf bringt den thermodynamischen Zustand auf 4. Die Abgaswärme wird an das andere Arbeits-Strömungsmittel und einige Kühlung übertragen, so daß theoretisch der thermodynamische Zustand nach 1 zurückkehrt.

Die Flüssigkeit bei 5 wird auf einen Druck gepumpt, der etwas höher liegt als 2, mit grundsätzlich geringfügiger Änderung von Temperatur und Entropie. Die Hochdruckf.üssigkeit, die Wärmeenergie von der Turbinenabgasmischung erhält, wird auf Siedetemperatur T₆ erhitzt Eine Grenze existiert insoweit als in jedem Zeitpunkt T₆ niedriger sein muß als T₆. Das wird in einem späteren Abschnitt erläutert Da T₆ eine Funktion des Druckes ist, wird die Druck- und Temperatur-Beziehung der beiden Arbeits-Strömungsmittel allmählich sichtbar. Die Flüssigkeit wird kontinuierlich erwärmt, entweder vor der Sättigung bei 7, um mehr Rankine-Arbeits-Strömungsmittel in dem Zyklus zu erlauben, oder um auf Überhitzungstemperatur Ty' gerade unterhalb von Ta erhitzt zu werden. Der Dampf wird mit den Verbrennungsprodukten von Luft und Brennstoff gemischt um T₈ zu erreichen. Die Dampftemperatur 7e ist gleich T3 des gasförmigen Arbcits-

Strömungsmittels. Die Expansion von 8 nach 9 findet mit dem gasförmigen Arbeits-Strömungsmittel statt wobei Γ9 gleich ist TJ.

Das vorangegangene wäre nicht möglich, wenn der Dampf und das gasförmige Arbeits-Strömungsmittel aufgrund der Differenz ihrer spezifischen Wärmeverhältnisse (k= Cp/Cy, spezifische Wärme bei konstantem Druck/spezifische Wärme bei konstantem Volumen) getrennt expandieren würden. Wenn das gasförmige Arbeits-Strömungsmittel Luft ist ist C_PLuf, etwa halb so groß wie die von Dampf, aber ku,f, ist gewöhnlich größer als kDampf und damit hilft die Luft dem Dampf, mehr Wärmeenergie in mechanische Arbeit umzuwandeln, wobei Arbeit geopfert wird, die von der Luft selbst durchgeführt wird. Damit wird die Tatsache kritisch, daß die beiden Arbeits-Strömungsmittel zusammengemischt werden.

Die Abgaswärme im Dampf wird auch zur ankommenden Flüssigkeit-Dampf längs des Weges von 9 nach 10 übertragen, so daß sich ein einzigartiger regenerativer Dampfzyklus ergibt Der Dampf wird aus der Mischung herauskondensiert um in den thermodynamischen Zustand 5 zurückzukehren. Wie oben beschrieben ist, werden die beiden Strömungsmittel während der Expansion und während des Wärmetauschvorganges körperlich gemischt. Es ist auch wichtig zu erkennen, daß Abfallwärme sowohl vom Brayton-Zyklus (Bereich a) als auch vom Rankine-Zyklus (Bereich c) im Regenerationsprozeß verwendet wird, um das ankommende Wasser nur im Rankine-Zyklus (Bereich b) vorzuerwärmen, ehe es mit den Luftverbrennungsprodukten gemischt wird.

Aus F i g. 2a ist ersichtlich, daß das Verhältnis der beiden Arbeits-Strömungsmittel nicht im T-S-Diagramm ausgedrückt ist. Die Temperatur im T-S-Diagramm wird als fühlbare Temperatur bezeichnet. Das heißt, daß die Temperatur mit einem Thermometer gemessen werden kann. Mit diesem neuen Zyklus wird eine effektive Temperatur wie folgt definiert:

worin bedeuten:

die spezifische Wärme bei konstantem Druck des ersten Arbeits-Strömungsmittels,
die fühlbare Temperatur der Mischung,
die Enthalpie des zweiten Arbeits-Strömungsmittels in überhitztem Zustand,
die Verdampfungswärme,
die Enthalpie der flüssigen Phase.

Diese »effektive Temperatur« beherrscht zum großen Teil den Wirkungsgrad des Zyklus. Wenn keine Rankine-Arbeits-Strömungsmittel (Naßdampf) vorhanden ist, ist Teff= Ts. Dann wird aus dem Zyklus praktisch ein einfacher Brayton-Zyklus für ideale Gase. Bei einem festen Kompressionsverhältnis ist die Abgastemperatur, gemessen als T_s hoch und damit auch die Verlustwärme hoch. Wenn das Rankine-Strömungsmittel (Naßdampf) in den Zyklus eingeführt wird, macht die Effektivität der Wärmerückgewinnung die als fühlbare Temperatur gemessene Abgastemperatur niedrig. Dies ist in Fig.2b ersichtlich. Wenn die obere fühlbare Temperatur (Turbineneinlaßtemperatur T3 und 7e) festgehalten wird, dann wird die obere effektive Temperatur um so höher, je mehr Rankine-Strömungsmittel (Xmix) eingeführt wird, und gleichzeitig wird die untere fühlbare Temperatur nach der Wärmerückge** winnung herabgesetzt Dies bedeutet folgendes: Die obere fühlbare Temperatur bezieht sich auf den thermodynamischen Kreisprozeß, der obere und untere fühlbare Temperaturen durchläuft Dem Hochtemperaturbereich des Zyklus ist nun eine »obere« effektive Temperatur zugeordnet Wird die obere fühlbare Temperatur, die der Turbineneinlaßtemperatur entspricht, festgehalten und gleichzeitig mehr Dampf zugeführt, d. h, Xmix wird vergrößert, was verlangt, daß mehr Brennstoff verbrannt wird, so wird auch die zugeordnete »obere« effektive Temperatur ansteigen. Gleichzeitig wird bei diesem Fall die untere fühlbare Temperatur nach der Wärmerückgewinnung herabgesetzt werden. Mit anderen Worten wird, wenn die fühlbare Temperatur im oberen bzw. Hochtemperaturbereich des Zyklus, die der Turbineneinlaßtemperatur entspricht festgehalten wird, die diesem Zykluspunkt zugeordnete effektive Temperatur in dem Maße ansteigen, in dem mehr Rankine-Strömungsmittel (Xmix) zugeführt wird. Gleichzeitig wird die fühlbare Temperatur am Auslaßteil des Zyklus nach der Wärmerückgewinnung herabgesetzt Die effektive Temperatur an der unteren Seite (Abgasseite) eiTeicht ein Minimum (TeFF_nJ bei einem gewissen Xmix ibhängig von der fühlbaren Turbineneinlaßtemperatur und dem Zyklusdruckverhältnis.

Die effektive Temperatur jenseits T_err_mjn ist höher dank der großen latenten Verdampfungswärmemenge, die vom Rankine-Arbeits-Strömungsmittel abgeführt wird. Deshalb ist bei dieser T_err_min das Verhältnis Rankine-Arbeits-Strömungsmittel zu Brayton-Arbeits-Strömungsmittel (XmixspiuJ einzigartig definiert. Irgendein anderes Mischungsverhältnis bedeutet, daß mehr Wärme als notwendig zurückgewiesen wird, so daß sich ein geringerer Zykluswirkungsgrad ergibt (Xmixsmtzu wird durch die obere fühlbare Temperatur des Zyklus und das Kompressionsverhältnis beeinflußt. Ohne die Erkennung der Bedeutung von T_cii können die Dampfeinspritzrate (und Dampfeigenschaft) und die Bedingungen am Wärmetauscher bestenfalls nur willkürlich sein. Mit anderen Worten, der potentielle hohe Wirkungsgrad dieser Wärmekraftmaschine gegenüber dem kombinierten Zyklus ergibt sich nur mit der Anerkennung des vorangegangenen. Die Einzigartigkeit von Xmixspitzc '^{st em} wichtiges Element bei der Definition dieses neuen thermodynamischen Zyklus, wobei alle Maschinenbetriebsparameier miteinander in Beziehung stehen.

F i g. 3 zeigt als Diagramm die relativen Temperaturniveaus auf beiden Seiten des Wärmetauschers 24. Die folgende Liste identifiziert die Indices der verschiedenen dort verwendeten Temperaturbezeichnungen:

Mischungstemperaturen

Τ_Μβη - TTAirbinenauslaßtemperatur T_MlUi - Halstemperatur

T_Mtm - Wärmetauscherausgang (Minimalwert.- T_MsA)

T_MsAT - Slttigungstemperatur des Dampfs in der Mischung

Wasser-ZDempf-Temperatur
^tl<. ~ WassereinleßtemperatuT T_LstT - Sittigungs(Siede)-Temperatur T_Lim - DampfauslafMemperatur

Alle oben bezeichneten Temperaturen sind fühlbare Temperaturen.

Temperatur-Grenzbedingungen

A T]U₁- Minimaler Temperaturunterschied am Hals

AT₁₁ - Minimaler Temperaturunterschied am heißen Ende

10

Diese Skizze zeigt zwei grundlegende thermodynamische Grenzen im Wärmetauscher auf: Erstens kann die Temperatur des überhitzten Dampfes auf der Wasserseite nicht die Temperatur der Gasmischung am Leistungsturbinenausgang übersteigen. Zweitens kann die Gasmischungsternperatur an dem Punkt im Wärmetauscher 24, an dem das Wasser Siedetemperatur erreicht hat, nicht kleiner sein als die Wassersiedetemperatur. Das wird als »Hals« des Wärmetauschers bezeichnet Der Hals kann durch Nachverbrennung reduziert werden, um den Durchsatz zu erhöhen, wodurch sich eine gewisse Verringerung des Wirkungsgrades ergibt

Die beiden grundlegenden unabhängigen Parameter, die den Zyklusbetriebspunkt spezifizieren, sind die Turbineneinlaßtemperatur (TET) und das Kompressordruckverhältnis (KPV) auch als Zyklusdruckverhältnis bezeichnet Tatsächlich wird, sobald einmal TET festgelegt ist ein Bereich von KPVn erlaubt und eine Auswahl erfolgt hauptsächlich auf der Basis von wirtschaftlichen Überlegungen. Die restlichen beiden Parameter, die angegeben werden müssen, sind die zugelassene spezifische Wärmeeingangsrate (SWER) (Wärmeeinheiten pro Luftmasse pro Sekunde) oder Luft-Brennstoff-Verhältnis und Dampf-Luft-Verhältnis. Diese beiden Parameter sind direkt miteinander und sowohl mit KPV als auch TET gekuppelt sie können nicht unabhängig spezifiziert werden. Nur Maschinen-Komponenten, die entsprechend einer kritischen Wahl dieser Parameter ausgewählt werden, können den besten Wirkungsgrad ergeben.

Im konventionellen Brayton-Zyklus unter Verwendung eines einzigen Arbeits-Strömungsmittels ist die spezifische Wärmeeingangsrate SlVER (Luft-Brennstoff-Verhältnis im Falle einer Erhitzung durch Verbrennung) eindeutig definiert, sobald KPV und T£T spezifiziert sind. Bei einem Doppel-Strömungsmittel-Zyklus mit einer gegebenen TET erfordert die Hinzufügung von Dampf in der Verbrennungskammer eine höhere SWER (reduziertes Luft-Brennstoff-Verhältnis), wenn die Wasserrate erhöht wird. Der höhere Wärmeeingang pro Luftmenge bei geringerem Luft-Brennstoff-Verhältnis wird durch die höhere Wärme kompensiert, die notwendig ist, überhitzten Dampf bei der spezifizierten TET'zu erreichen. Es ergibt sich also ein großer Bereich von Kombinationen von SWER und Wasser-Luft-Verhältnis (X_mi_t), der für ein gegebenes KPV und eine gegebene TETspezifiziert werden kann. Dies sind die vier Schlüssel-Zyklus-Parameter, die dazu verwendet werden, den Doppel-Strömungsmittel-Zyklus zu beschreiben.

Die Auswahl des Konstruktions-Betriebspunktes für den Zyklus aus dem weiten Bereich möglicher Kombinationen dieser vier Parameter beruht auf Forderungen für hohen thermischen Wirkungsgrad und/oder hohen Leistungsdurchsatz. Der thermische Wirkungsgrad ist ein direktes Maß für den Brennstoffverbrauch der Energieerzeugungsanlage für eine bestimmte abgegebene Leistung und hat damit einen wesentlichen Einfluß auf die Betriebskosten der Energieerzeugungsanlage. Der Durchsatz ist die abgegebene Leistung gemessen gegen die Größe der Energieerzeugungsanlage. Diese Größe wird meistens mit dem Luftstrom in Beziehung gesetzt, der durch den Kompressor gepumpt wird. Der Durchsatz kann also gemessen werden als Leistung pro Einheit Luftstrom. Die Anfangskosten der Energieerzeugungsanlage sind grob gesprochen umgekehrt proportional zu ihrem Durchsatz.

Ein Maschinenzyklus kann nicht so ausgelegt werden, daß sowohl maximaler Wirkungsgrad als auch maximaler Durchsatz erreicht werden, eine Tatsache, die praktisch allen Wärmekraftmaschinenzyklen gemeinsam ist Aus diesem Grunde wird ein enger Bereich von Zyklus-Konstruktions-Parametern durch die Erfindung beschrieben und wird von dieser beansprucht der Zyklen mit maximalem Wirkungsgrad und solche umfaßt, die einen Kompromiß zwischen hohem Wirkungsgrad und hohem Durchsatz sind. Der Arbeitspunkt für maximalen Durchsatz kann jedoch gewählt werden, ohne zu viel vom Wirkungsgrad zu opfern. Vorzugsweise kann die Turbineneinlaßtemperatur durch Dampffilmkühlung oder andere Verfahren maximiert werden, so daß Durchsatz und Wirkungsgrad beide erhöht werden können.

Gewöhnlich sind die beiden unabhängigen Parameter beim Entwurf irgendeines Zyklus die Turbineneinlaßtemperatur (TET) und das Kompressordruckverhältnis (KPV). Bei der Wärmekraftmaschine nach der Erfindung sind die übrigen interessierenden Parameter die spezifische Wärmeeingangsrate (SWER), die Fähigkeit des Systems, Wärme zu absorbieren, und das Dampf-Luft-Verhältnis (Xmix)- Viele Kombinationen dieser beiden Parameter sind theoretisch möglich, aber sie können nicht unabhängig spezifiziert werden, sobald einmal TET festgelegt worden ist und sobald die spezifizierte Bedingung für maximalen Wirkungsgrad oder hohen Durchsatz festgelegt ist. Kleine Abweichungen von den folgenden Beispielen sind zulässig dank der adiabatischen Wirkungsgrade von Kompressor und Turbine und dank den spezifischen Konstruktionsgrenzen des Wärmetauschers. Diese spezifischen Grenzen und die Gründe für dies Grenzen werden jetzt besprochen.

Die Betriebsverhaltenskurven einer Maschine nach der Erfindung sind berechnet auf der Basis von derzeitigen realistischen Maschinenbauteilen. Der Kompressorwirkungsgrad wird zu 0,84 angenommen, der Turbinenwirkungsgrad zu 0,90, der Verbrennungswirkungsgrad zu 0,99 und der Druckabfall in der Verbrennungskammer zu 4%. Die Dampftemperatur darf nur ein Niveau nicht über 28° C (50° F) unter der Abgastemperatur der Turbine erreichen. Diese Annahme wird aus praktisch-technischen Gründen und nicht als thermodynamische Grenze gemacht. Die Begrenzung für das Tieftemperaturende am Ausgang des Wärmetauschers wird so gemacht, daß die Gas-Dampf-Mischung nicht den Taupunkt der Mischung erreicht, um eine Korrosion im Wärmetauscher zu vermeiden. Das ist wieder ein praktischer Grund. Wenn der Komponentenwirkungsgrad sich in der Zukunft verbessert, verschiebt sich der Punkt des Spitzenwirkungsgrades zu höherem Dampf-Luft-Verhältnis, wie noch erkennbar wird.

Es ist noch zu berücksichtigen, daß bei Einrichtungen mit unterschiedlichen Wirkungsgraden sich die folgen-

den Betriebsverhaltenskurven etwas ändern. Bei der Erfindung des neuen Zyklus tritt jedoch der Spitzenwirkungsgrad immer bei minimaler Tetrund bei Xmixspiuc ^auf· Die folgenden Betriebsverhaltenskurven sind also nicht als exakt oder starr zu betrachten. Variationen sind vorhanden, je nach den verwendeten technischen Bauteilen.

In F i g. 4 ist der Zykluswirkungsgrad über der TET bei konstantem KPV für Spitzen-*™, und -Wirkungsgrad aufgetragen. Ersichtlich definiert die Überlappung der Kurven für konstantes KPV die betriebliche Beziehung zwischen TET und KPV. Selbst mit dem gefundenen Spitzen-Am« kann man noch sehen, daß ein hohes KPV notwendig ist, um hohe Zyklus-Wirkungsgrade zu erreichen, aber ihre Beziehungen sind auf ein sehr enges Band beschränkt, in den nutzbaren Bereichen. Beispielsweise sollte bei TET= 816° C (1500⁰F) KPV nicht größer als lO sein. Bei TET= 1093⁰C (2000⁰F) wird KPV= 20 oder besser bevorzugt Wenn KPV kleiner ist als 10, ergibt sich eine nicht notwendige Verringerung des Wirkungsgrades, sofern nicht andere Gründe als hoher Wirkungsgrad erwünscht werden, wie Forderung nach geringem Gewicht für Verwendung in Fahrzeugen oder Flugzeugen. Wie später in Verbindung mit F i g. 9 gezeigt wird, führt ein Kompressionsverhältnis kleiner als etwa 1/3 des Kompressionsverhältnisses zur Erzielung des Spitzenwirkungsgrades zu einem erheblichen Verlust an Wirkungsgrad, über den für akzeptablen Maschinenbetrieb hinaus.

In F i g. 5 bis 8 ist der Maschinenwirkungsgrad gegen SWER für 816 bis 1649°C (1500 bis 3000⁰F) und bei konstantem KPV von 10,20,30 bzw. 40 aufgetragen. Es ist deutlich erkennbar, daß für eine bestimmte TETund ein bestimmtes KPV infolge einer minimalen T_err an diesem Punkt der Wirkungsgrad einen Spitzenwert erreicht. Die Interdependenz von TET und KPV ist in Fig.9 zusammengefaßt. Es ist zu beachten, wie der thermische Wirkungsgrad Spitzenwerte für eine gegebene TETmA /vPVerreicht. Die Optimierung von KPV und 7!ET kann aus der Inkaufnahme von höheren Überhitzungsgraden am Ausgang des Wärmetauschers 24 und mehr Dampf verstanden werden. Ein hohes KPV erhöht die Siedetemperatur, die dazu neigt, die Turbinenabgastemperatur herabzusetzen, womit der Überhitzungsgrad am Ausgang des Wärmetauschers 24 verringert wird. Ein zu niedriges KPV erhöht den Überhitzungsgrad, verringert jedoch das Wasser-Luft-Verhältnis Xmix an der Spitze. Das kann deutlich aus Fig. 10 bis 13 erkannt werden, in denen der Überhitzungsgrad des regenerierten Dampfes für konstante Werte von KPV über SWER aufgetragen sind.

Aus Fig. 10 ergibt sich für T£T=816°C (1500'F), KPV=\0 der Überhitzungsgrad des regenerierten Dampfes an der Spitze zu etwa 167° C (300° F). In der Zwischenzeit ist bei TET= 1093° C (2000⁰F) und ZiPV=IO der Überhitzungsgrad etwa 361°C (650°F). Beim Vergleich mit den Daten in F i g. 11, TET= 1093° C (2000⁰F), KPV= 20, ist der Überhitzungsgrad an dieser Spitze 189⁰C (340° F), und der Wirkungsgrad und der Durchsatz sind beide gegenüber dem Fall KPV=XQ verbessert. Bei KPV= 40, TET= 1093⁰C (2000⁰F) gemäß F i g. 13 ist der Überhitzungsgrad an der Spitze 67°C (120° F). Der Wirkungsgrad wird wieder kleiner als für den Fall KPV= 20 gemäß Fig. 11. Die Wahl des Überhitzungsgrades ist also kritisch für den Zyklus-Wirkungsgrad.

Die Parameter von KPV und TET stehen in einer einzigartigen Beziehung, wie in Fig.9 dargestellt Besonders interessant ist die Tatsache, daß die Spitzenwirkungsgrade gemäß Fig.5 bis 8 auftreten, wenn der regenerierte Dampf sich für ein gegebenes KPV auf maximalem Überhitzungsgrad befindet Das KPV steht mit dem maximal möglichen Überhitzungsgrad an der Spitze derart in Beziehung, daß der Überhitzungsgrad an der Spitze im Bereich von 139° C (250°FJ bis 361-C (650° F) liegt Eine Wahl des KPV, die einen Überhitzungsgrad an der Spitze größer als 361°C (650⁰F) oder niedriger als 13S°C (250°F) ergibt, führt zu einem schlechteren Zykluswirkungsgrad. Es ist zu beachten, daß der Wirkungsgrad vom Spitzenwirkungsgrad bei einer gegebenen TET abfällt, wenn KPV fällt Als eine ungefähre Grenze für Maschinenbetrieb mit vernünftigem Wirkungsgrad sollte KPV nicht unter 1/3 des /vPV-Wertes bei Spitzenwirkungsgrad für eine gegebene TETf allen.

Für Überlegungen zum maximalen Durchsatz flacht die Dampfqualität (Prozentsatz Dampf im nassen Dampf) sehr scharf mit SWER ab, wie in F i g. 10,11,12 und 13 dargestellt Das bedeutet daß bei hohen spezifischen Wärmeeingangsraten und flacher Dampfqualität der Zyklus sich grundsätzlich einer Regenerativmaschine mit Rankine-Zyklus nähert Bei niedriger SWER und hoher Überhitzung wird die Dampfmenge, die eingespritzt werden kann, so klein, daß der Zyklus sich einer regenerativen Gasturbine nähert. Nur in der Näht des Spitzen-Überhitzungsgrades ist die Wechselwirkung der beiden Zyklen von gegenseitigem Nutzen. Das ist ein weiteres Beispiel für die Einzigartigkeit des Verhältnisses des Rankine- zum Brayton-Zyklus-Arbeits-Strömungsmittels nach der Erfindung.

Für die Betrachtung des Durchsatzes kann man immer höhere SWER tolerieren, jedoch nur bis zu dem Punkt, an dem die Variation der Dampfqualität gegenüber SWER klein wird. Praktisch gesehen, wird der Wirkungsgrad zu niedrig für normale Maschinenanwendungen, sobald sich SWER etwa dem Doppelten des S WER-Wertes bei Spitzenwirkungsgrad nähert. Das ergibt sich deutlich aus F i g. 10 bis 13, da der überhitzte Dampf schnell fällt, wenn SWER steigt.

Mit der Kombination der Resultate von F i g. 10 bis 13 ist X_mix für die Maschine in einem sehr engen Bereich begrenzt, wie in Fig. 14 dargestellt Dieser Bereich kann durch die folgende Gleichung der Kurve W-W beschrieben werden:

0,0623 +0,1217 ((TET+l7,7778)/833,3334)'·⁶⁵ von7Er=816°Cbisl927°C

0,0623 + 0,1217 (13577150O⁰F)¹'⁶⁵
von TET= 1500⁰F bis 35OO°F

mit einer Breite von ± 50%.

Die Abhängigkeit von X_mix von TET, KPVxmd SWER ist in Fig. 15, 16, 17 und 18 zu sehen. Die untere Begrenzung ist die Grenze für den höchsten Überhitzungsgrad unter Verwendung eines konventionellen Wärmetauschers und 27,8⁰C (50° F) unter der Abgasmischungstemperatur. Durch die Verkettung von TETund KPV(F i g. 9) ist jedoch der nutzbare X_mirBereich eine Funktion von SWER, wie in F i g. 19 dargestellt. Es ist zu beachten, daß die untere Begrenzung genommen wird als etwa der höchste Überhitzungsgrad mit bestem KPV für eine gegebene TET.

F i g. 20,21,22 und 23 beschreiben das Verhalten der Parameter einer Maschine mit einem erfindungsgemäßen Zyklus auf Durchsatz (Leistung pro Luftmengeneinheit pro Sekunde), der umgekehrt proportional der Maschinengröße ist Besonders interessant ist der Kreuzungspunkt der Durchsätze. Das Oeutet an, daß SWER oder X_m-,_x bei einer gegebenen TET nicht willkürlich vergrößert werden können, um den Durchsatz zu erhöhen, es ist vielmehr besser, TETza erhöhen, wenn SWER oder X_mlx erhöht wird, so daß sowohl Ό Wirkungsgrad als auch Durchsatz verbessert werden. Aus dem Überkreuzungsverhalten des Durchsatzes kann die obere Begrenzung für X_mu für maximalen Durchsatz ungefähr definiert werden als die maximale Durchsatzlinie aus F i g. 14 bis 19.

Zusammengefaßt fallen alle Durchsatz-Betriebsbereiche in einen sehr engen Bereich gemäß Fig.24. Die gegenseitige Verknüpfung aller Maschinenbetriebsparameter ist beschrieben. Für eine gegebene TET kann uur ein bestes KPV den Spitzenmaschinenwirkungsgrad mit einem konventionellen Wärmetauscher liefern. Bei diesem Spitzenwirkungsgrad sind die Wärmeeingangsrate und das Verhältnis Rankine- zu Brayton-Arbeits-Strömungsmittel einzigartig. Variationen sind nur möglich wegen unterschiedlicher Wirkungsgrade der Komponenten, die zum Aufbau der Maschine verwendet werden. Eine Erhöhung von X_m,_x über Xmnspiae hinaus kann den Durchsatz auf Kosten des Wirkungsgrades verbessern, aber selbst das wird begrenzt durch die Überkreuzungseigenschaften auf TET. Für eine ^o gegebene TETwird also X_m„ durch X_m-,_x bei Spitzenwirkungsgrad auf einen größeren, aber endlichen Wert für maximalen Durchsatz begrenzt. Oberhalb dieses Wertes kann die Maschine weder Durchsatz noch Wirkungsgrad gewinnen. Es ist am besten, von dort TET zu erhöhen. X_mu kleiner als X_mlx an der Spitze verliert ebenfalls sowohl Wirkungsgrad als auch Durchsatz.

Korrelation eines typischen X_m,_x und eines typischen SWER in Abhängigkeit von 7£Tmit besten KPV-Betriebs-Variationen mit dem Bauteilewirkungsgrad, der oben gewählt worden ist, kann in Fig. 19 gezeigt werden. Der bevorzugte Betriebsbereich kann auch durch eine Gleichung der Kurve R-R mit einer Breite von ±0,1 für X_mix beschrieben werden:

45

(X_mlx = 0,178+0,0268 (SiyEÄ^30,4kJ/kg Luft)²·⁰⁵ = 0,178 + 0,0268 (SWER/WOBtaAb Luft)²·⁰⁵

Die Begrenzung von X_mlx durch X_mixit_^ -0,1 stellt die Linie besten Wirkungsgrades oder die Kurve für Spitzen-X_mtx dar. Die Kurve

Xmlx ⁼ Xmix_R-K + 0,1

repräsentiert etwa den größten Wert für X„,j_X bei gegebener TET. Diese Kurve wird empfohlen für das Einhandeln von Maschinenbetriebsverhalten und Kosten. Diese Kurve ist also nicht so exakt oder definiert wie die Kurve maximalen Wirkungsgrades.

Von den oben gezeigten Betriebsbereichen der Maschine nach dem erfindungsgemäßen Zyklus ist ersichtlich, daß eine höhere TFT ein besseres Betriebsverhalten der Maschine ergibt. Die Wahl von TEThängt nur von Wirtschaftlichkeitsbetrachtungen und dem Turbinenkühlungsverfahren ab.

Da Dampf verfügbar ist, kann er als Filmkühlmittel für die Turbine und die Düse an Stelle von

55

60

65 Kompressornebenluft verwendet werden. Dadurch wird weiter die Arbeit verringert, die vom Kompressor gefordert wird, und es ist ferner ein geringerer Druckabfall in der Brennkammer möglich. Der verwendete Dampf kann niedrige Temperatur haben, wodurch der Kühlmittelmassenstrom verringert wird. Dieser Dampf wird als Teil des Arbeits-Strömungsmittels gezählt

Eine Maschine nach diesem Zyklus ist nicht sehr empfindlich gegen Komponentenwirkungsgrad, im Gegensatz beispielsweise zu einer Gasturbine, wo der Kompressorwirkungsgrad der Schlüssel für eine gute Maschine ist Eine Maschine nach dem erfindungsgemäßen Zyklus fängt die Abfallwärme auf, die durch die inhärente Ineffizienz des Zyklus erzeugt wird, und rezirkuliert diese. Wenn der Kompressorwirkungsgrad beispielsweise von 90% auf 84% fällt, beträgt der Verlust an thermischem Wirkungsgrad über alles nur 0,25%. Bei einer Gasturbine kann ein solcher Abfall des thermischen Wirkungsgrades mehr als 6% Verlust •ausmachen. Die Kurven für das Betriebsverhalten bei zwei Kompressoren mit unterschiedlichen Wirkungsgraden sind in Fig.25 für einen Kohlenwasserstoff-Brennstoff verglichen.

Durch die Möglichkeit, ein hohes Kompressionsverhältnis (KPV) zu verwenden, verursacht ein Gegendruck am Abgasausgang nicht so einen starken Verlust wie im Falle einer konventionellen Gasturbine. F i g. 26 veranschaulicht die Tatsache, daß eine Steigerung des Druckes in der Abgasleitung um 76,2 cm Wassersäule (30" Wassersäule = 1 PSI = 0,07 Bar), verursacht bei einer Maschine nach dem erfindungsgemäßen Zyklus, nur etwa 1 % Verlust im thermischen Wirkungsgrad an der Spitze für /CPV= 24, jedoch einen größeren Verlust bei geringerem KPV, wie 16.

Beispielsdaten, die im folgenden Abschnitt gegeben werden, zeigen ein typisches Betriebsverhalten der Maschine unter Verwendung von typischen bekannten Komponentenwirkungsgraden und Konstruktionsgrenzen eines konventionellen Gegenstrom-Wärmetauschers.

Die in Fig.27a und 27b dargestellten Daten sind das Resultat vieler parametrischer Kombinationen von TET, KPV und SWER (LBV) unter Verwendung eines Brennstoffes auf Kerosinbasis. 7"£Tist als unabhängiger Parameter gewählt, und es werden Bereiche gezeigt, die einen Bereich von KPV und SWER (oder LBV) überdecken. Diese Bereiche bilden die Kombination von Zyklusparametern, die mit einer Wärmekraftmaschine nach dem erfindungsgemäßen Zyklus überdeckt werden, mit einem idealen Wärmetauscher und einem vernünftigen Komponentenwirkungsgrad, und sie können mathematisch im Bereich von TET zwischen 816 und 1649⁰C (1500-3000°F) wie folgt beschrieben werden:

Der Mittelwert von KPVm Abhängigkeit von TiTist in F i g. 27a als Kurve A-A markiert und wird wie folgt ausgedrückt:

* -21,25 + 21,14 (TET+17,78)/555,56) + 3 (727+17,78VSSS₁So)² -1,667 (TET+ 17,78)/555,56)³ für 816°C <. TET<. 1649°C

« -21,15 + 21,14 (7E71000) + 3 (7E771000)² -1,667 (7E7710OO)³ für 1500°F < TET< 3000⁰F

Die obere Begrenzung dieses Bereiches ist: (KFY)_obm]

(KPV)₀^

(KFV)_MiM X 1,5 Für816°C <. TET< 871°C (für 1500⁰F <. TET< 1600°F)

(KPV)_mlllä X l,4f&r871°C ^ TET< 1204°C (für 1600⁰F ^ 7FT< 220O⁰F)

(«n^MfX l,3fürl204°C^7E7'<1649^oC (für 220O⁰F <. ΊΕΤ< 300O⁰F)

Die untere Begrenzung dieses Bereiches ist:

(KFV)_mmi « 4,0 für 816°C << TET< 1093°C (für 1500⁰F < JET< 2000⁰F)

(«WL«,rf/l,4 für 1093⁰C <, TET< 1649°C (für 2000⁰F < TET< 3000⁰F)

Der mittlere Wert des LBVmi der Basis von kerosinartigem Brennstoff als Funktion von TETist in Fig. 27b mit B-B bezeichnet und wird ausgedrückt als:

ίο

15

_mitttl

209,96 -170,90 (TET+17,78)/555,56) +52,93 (ΤΕΤ+Π,η)/555,56Ϋ -5,81 (7ΕΓ+17,78)/555,56)³ für816°C £ TET<, 1649⁰C

209,% -170,90 (7E771000) +52,93

) (7E771000)³

20

25

für 1500°F < 1ET< 3000°F Die obere Begrenzung dieses Bereiches ist:

(LBV)_otmi » (LBV)_mltul X 1,4 für 816°C <, TET< 1649°C (für 1500°F <, TET< 300O⁰F)

Die untere Begrenzung dieses Bereiches ist:

ι (LBV)_mitJ\,A für 816°C ^ TET< 1093°C (für 1500°F < TET< 2O00°F)

ί (Ϊ RV\ _,/! S fiir InQ^⁰C <C TP¹T^ 1 ^71⁰C

(für 2000^oF^7ET<2500^oF) ' 15,0 für 1371⁰C^ 7ET^ 1649°F) (für 25O0°F < TET < 3000⁰F) Zur Verallgemeinerung kann dieser Bereich in spezifischen Wärmeeingang mit folgender Gleichung umgewandelt werden:

Spezifischer Wärmeeingang (kj/kg Luftstrom)

=43 263,6/LBV (Brennstoff auf Kerosin-Basis)

Spezifischer Wärmeeingang (Btu/lb Luftstrom)
=18 600/LBV (Brennstoff auf Kerosin-Basis)

wenn flüssige Kohlenwasserstoff-Brennstoffe verwendet werden. Sonst ist der entsprechend niedrigere Wärmewert an Stelle von 43 263,6 (bzw. 18 600) zu verwenden. In F i g. 27b ist eine zweite Skala angegeben für den spezifischen Wärmeeingang für flüssige Kohlenwasserstoff-Brennstoffe,

Die spezifische Eingangsrate ist präziser als das Luft/Brennstoff-Verhältnis, nicht nur, weil der untere Heizwert der Brennstoffe entsprechend den Brennstofftypen variiert, sondern die Verbrennungsprodukte auch die thermodynamischen Eigenschaften des Arbeits-Strömungsmittels ändern können. SWER, auf der rechtsseitigen Skala in Fig.27b, berücksichtigt die Brennstoffströmungsrate im Zyklus auf der Basis von kerosinartigem Brennstoff. Ein Fehler wird aus der obigen Umwandlungsformel eingeführt, es ist jedoch etwa richtig für andere Brennstoffe. Wenn gasförmige Brennstoffe verwendet werden, wird die Kompressionsarbeit auf den Brennstoff vernachlässigt durch die Annahme, daß die Brennstoffe vor der Lieferung vom Lieferanten vorkomprimiert werden. Ein Korrekturfaktor ist einzuführen, wenn der gasförmige Brennstoff nicht bereits komprimiert ist, bei dem oben beschriebenen Zyklus ist jedoch eine solche Korrektur für den Fachmann offensichtlich. Unter Berücksichtigung der obigen Bedingungen kann der Betriebsbereich, ausgedrückt in SWER, wie folgt beschrieben werden:

Der Mittelwert von SWER in Abhängigkeit von TET ist in Fig.27b ebenfalls mit B-B bezeichnet und wird ausgedrückt als:

(SWER)_mittd

2,326 kJ/kg Luft

11,18 - 9,188

'⁷⁷⁸ N , 2 6 ) ^+2>M6

555,556 für 816°C <, TETK₁ 1649°C

1O³BtIiZIbLUfI 555,556

'⁷⁷⁸ V )

555,556 )

_IW8_,,₁₈₈

für 1500°F £7ET< 3000°F.

60

Die untere Begrenzung von SWER in diesem Be- SWER₀₀,* * l,4X(SIFER)_(Bail<fiir816^oC^7Er^l093^oC reich ist: (für 1500°F <.1ET<. 2000⁰F)

vwv* SWER

(für 1500⁰F £ TET^SOOCPF)

es

Die obere Begrenzung von SWER in dteaem Bereich ist:

28S4 kJ/ke for IET^ 1371°C > 1240 Btuflb für TET^ 2500*F

Es ist auch ein spezielles Merkmal des erfindungsgemäßen Zyklus, daß bei niederer TET der Vorteil des Zyklus verschwindet und hinsichtlich des Wirkungsgrades schlechter ist als der Rankine-Zyklus unterhalb von 593° C (1100° F). Für den erfindungsgemäßen Zyklus ergibt also TET größer als 593° C (HOO⁰F) bessere Werte.

F i g. 27a und 27b identifizieren die zusammengesetzten Grenzen von SWER (und LBV) und KPV in Abhängigkeit von TET für die erfindungsgemäße Wärmekraftmaschine mit Doppel-Strömungsmittel-Zyklus. Es ist zu beachten, daß die mit E-E bezeichneten Kurven die Orte maximalen Wirkungsgrades sind und die mit P-P bezeichneten einen Kompromiß zwischen hohem Wirkungsgrad und hohem Durchsatz repräsentieren. Die Bereiche jenseits von E-Z? und P-P, die in den Bereich der Maschine mit dem erfindungsgemäßen Zyklus eingeschlossen sind, sind vorgesehen, um Komponenten mit höherem Wirkungsgrad zu berücksichtigen, die in der Zukunft entwickelt werden, und geringere Temperaturgrenzen für zukünftige Wärmetauscherkonstruktionen.

Der in Fig.28 dargestellte Bereich zeigt den Wertebereich für X_m«, der sich etwa für die Bereiche in F i g. 27 ergibt. Wieder kann dieser Bereich mathematisch beschrieben werden.

Der Mittelwert für X_m\x als Funktion von TET in der Mitte des Betriebsbereiches gemäß Fig.28 wird ausgedrückt als:

(*«■*)«,»<* = 0,20 + 0,0643 (TET+ 17,778)/833,333 für 816°C ^ TET ^ 1927°C

- 0,20 + 0,0643 (JE7715O0) für 1500°F <TET<, 35OO°F

Die obere Begrenzung dieses Bereichs ist:

UmteW = 0,3 + 0,167 (ΤΕΤ+ 17,778)/833,333

= 0,3 + 0,167 (7E7715O0°F) Die untere Begrenzung dieses Bereichs ist:

(*_miI)«_mi = o,l für 816°C <1ET< 1927°C (für 1!50O⁰F <1ET< 350O⁰F)

Wieder ist die Kurve E-E, die den maximalen thermischen Wirkungsgrad für einen Kompressorwirkungsgrad von 0,84 und einen Turbinenwirkungsgrad vor. 0,90 approximiert, näher an der unteren Grenze und diejenige, die den Kompromiß zwischen hohem Wirkungsgrad und hohem Durchsatz darstellt. Kurve P-P, wird durch die obere Begrenzung approximiert Die oberen und unteren Begrenzungen gemäß F i g. 14 und 28 repräsentieren einen konsistenten Satz Zyklusparameterdaten für eine Maschine nach dem erfindungsgemäßen Zyklus mit vernünftigen Wirkungsgraden der Bauteile. Der Bereich jenseits von E-E und P-P, der in den Bereich einer erfindungsgemäßen Maschine fällt, nimmt zukünftige bessere Maschinenkomponenten-Wirkungsgrade vorweg.

Der Satz parametrischer Daten gemäß F i g. 29, 30 und 31 dient dazu, die Begrenzungen des konventionellen Wärmetauschers zu illustrieren, der in eine Energieerzeugungsanlage mit Parallelgemisch-Regenerativzyklus mit doppeltem Strömungsmittel integriert ist. Die Turbineneinlaßtemperatur ist auf 1177°C (2150° F) eingestellt, das Kompressor-Druckverhältnis auf 27 :1, und das Luft-Brennstoff-Verhältnis im Verbrennungsraum ist die unabhängige Variable. Die Annahmen hinsichtlich der Bauteile sind identisch mit den früher angegebenen.

Wenn das Luft-Brennstoff-Verhältnis von stöchiometrisch (15) auf 41,3 steigt, steigt der Wirkungsgrad von 46,7% auf 52,0% in der Spitze; bei höheren Luft-Brennstoff-Verhältnissen oder geringerer SWER fällt der Wirkungsgrad schnell ab (F i g. 29). Um die Turbineneinlaßtemperatur auf 1177°C (215O⁰F) zu halten, während das Luft-Brennstoff-Verhältnis wächst (oder SWER fällt), fällt das Dampf-Luft-Verhältnis deutlich von 0,62 auf 0,12. Als Ergebnis wird der Leistungsdurchsatz um einen Faktor größer als 2 herabgesetzt: von 1767,7 auf 767,6 kW/kg/sec(760 auf 330 hp/lb/sec).

F i g. 30 zeigt, wie die Temperaturen auf beiden Seiten des Wärmetauschers sich ändern, wenn das Luft-Brennstoff-Verhältnis wächst. Die Dampfqualität am Wärmetauscherausgang ist ebenfalls in dieser Figur dargestellt. F i g. 31 zeigt den Effekt von drei unterschiedlichen Bedingungen von Verbrennungsraum-Luft-Brennstoff-Verhältnis = 20,35 und 45 auf den Wärmetauscher. Es ist zu beachten, daß zwei Grenzwerte für den Wärmetauscher angesetzt sind: Es wird angenommen, daß die Halstemperatur auf der Gasmischungsseite wenigstens 28⁰C (50⁰F) größer ist als die Wassersiedetemperatur, und es ist angenommen, daß die Dampfausgangstemperatur wenigstens 28° C (50° F) kleiner ist als die Gasmischungstemperatur, die in den Wärmetauscher eintritt.

In Fig.30 und 31 sind die Bedingungen bei einem Luft-Brennstoff-Verhältnis = 20 zu betrachten. Hier befindet sich die Gasmischungs-Austrittstemperatur auf der Sättigungstemperatur des Dampfes in der Mischung. Das ist die Situation, die für alle Daten angenommen ist, die in Fig.27 angegeben sind. Naßdampf verläßt den Wärmetauscher mit einer Qualität von 0,64, und die Gasmischungs-Halstemperatur ist auf den Grenzwert 28°C (50° F) größer als die Wassersiedetemperatur eingestellt.

Bei einem Luft-Brennstoff-Verhältnis von 35 muß die Gasmischung bei einer Temperatur von 149°C (300° F) austreten, d. h, 86°C (155°F) größer als die Sättigungstemperatur des Dampfes in der Mischung. Diese höhere Austrittstemperatur ist notwendig, die Wärme am tiefen Temperaturende des Wärmetauschers auszugleichen. Die Gasmischungs-Halstemperatur ist unverändert, es wird jedoch überhitzter Dampf bei 249°C (480⁰F) aus dem Wärmetauscher entlassen. Selbst bei einer höheren Temperatur am Wärmetauscherausgang ist die abgestoßene Wärme pro Masseneinheit Arbeits-Strömungsmittel kleiner als bei anderen Maschinenzyklen.

Bei einem Luft-Brennstoff-Verhältnis von 45 ist die Temperaturgrenze am heißen Ende erreicht, und der überhitzte Dampf am Ausgang befindet sich genau 28° C (50⁰F) unterhalb der Einlaßtemperatur der Gasmischung. Um die Wärme am Hochtemperaturende des Wärmetauschers auszugleichen, steigt die Temperatur am Hals auf 321°C (610°F), und dies zwingt die Gasmischungsentladungstemperatur des Wärmetauscherausgangs schnell auf 268°C (515° F), um die Wärme am Tieftemperaturende auszugleichen. Ersichtlich wird die Abfallwärme in diesem Fall nicht ausreichend wiedergewonnen. Es wird also zuviel Wärme abgestoßen. Die Kombination der Grenzen sowohl am Hals als

auch am heißen Ende haben das Betriebsverhalten des Zyklus deutlich verschlechtert, wie sich in der Kurve des thermischen Wirkungsgrades in Fig.29 zeigt. Es ist zu beachten, daß der Bruch im Wirkungsgrad auf dieser Kurve präzise an dem Punkt erfolgt, an dem die Dampfausgangstemperatur erstmals begrenzt wird (Luft-Brennstoff-Verhältnis=41,3) und die Dampftemperatur oder der überhitzungsgrad des Dampfes aus dem Wärmetauscher eine Spitze erreicht. Auf beiden Seiten dieses Punktes wird er kleiner. Das deutet wieder auf die abhängige Natur der Zyklusparameter hin.

Die Zyklusbedingungen für dieses Beispiel waren bewußt so ausgewählt, daß sie einem Punkt auf der Kurve maximalen Wirkungsgrades für die idealen Daten entsprechen, die in Fig.27b dargestellt sind (Kurve E-E). Es ist zu beachten, daß die Halsbegrenzung eines konventionellen Wärmetauschers den Wirkungsgrad von 55% auf 52% herabgesetzt hat.

Zusammengefaßt ergibt die Wärmekraftmaschine mit doppeltem Strömungsmittel nach der Erfindung einen sehr hohen thermischen Wirkungsgrad, während der Durchsatz beachtlich hoch bleibt. Das Resultat für eine Energieerzeugungsanlage ist herabgesetzter Brennstoffverbrauch und deshalb herabgesetzte Betriebskosten, gekuppelt mit herabgesetzter Größe der Anlage für eine gegebene Ausgangsleistung und damit geringere Investitionskosten im Vergleich beispielsweise mit einer Maschine mit kombiniertem Zyklus.

Ein Beispiel für den Entwurf einer Maschine
mit Doppel-Strömungsmittel-Zyklus

Der Entwurf einer Maschine mit dem erfindungsgemäßen Zyklus ist kompliziert, weil der Massenstrom durch den Luftkompressor sich stark vom Massenstrom durch die Turbine unterscheidet. Da eine Anzahl Variablen in einer Maschine mit einem solchen Zyklus vorhanden ist, ist eine gewisse Freiheit für den Maschinenentwurf vorhanden. Das folgende Beispiel zeigt typische Schritte, um einem Maschinenkonstrukteur zu erlauben, schnell Maschinenparameter zu erhalten, ehe eine detaillierte Komponentenplananpassung und eine endgültige Berechnung einer solchen Maschine durchgeführt werden.

(3) Kompressionsverhältnis (KPV)

10

15

20

25

30

45

(1) Maschinengröße

An erster Stelle muß man wissen, welcher Abgabeleistungsbereich für die Maschine erforderlich ist. Unglücklicherweise kann die Komponentengröße nicht vor dem Ende dieser Prozedur erhalten werden.

(2) Wahl der Turbineneinlaßtemperatur (TET)

Das Betriebsverhalten einer Maschine mit dem erfindungsgemäßen Zyklus ist bei hoher TET im allgemeinen besser, die Kühlverfahren müssen jedoch zunächst festgelegt werden. Wenn gesättigter Dampf dazu verwendet wird, die erste Düsenbank und die Turbinenschaufeln zu kühlen, dann ist die Massenflußrate für die Kühlung im allgemeinen erheblich kleiner als diejenige bei Verwendung der Nebenluft vom Kompressor. Dieses wirksame Kühlverfahren erlaubt eine höhere TETaIs eine Gasturbine. Da einige Flugzeug-Gasturbinen in der Lage sind, bei TET= 1343" C (2450⁰F) mit Nebenluftkühlung zu arbeiten, soll der Illustration halber T£T=1371°C (2500⁰F) verwendet werden.

Das Kompressionsverhältnis steht mit den Kosten des Kompressors in Beziehung. Aus Fig.9 ist erkennbar, daß bei KPV= 40 der Wirkungsgrad nur 1% besser ist als bei KPV= 30. Die Kosten des Kompressors für KPV= 40 sind jedoch mehr als 20% höher als für einen Kompressor mit KPV= 30, und so soll angenommen werden, daß KPV= 30 zum gewünschten Bedarf paßt. Der Kompressorwirkungsgrad kann das Betriebsverhalten der Maschine beeinflussen. Dieser Einfluß ist jedoch bei einr Maschine nach dem erfindungsgemäßen Zyklus minimal, und so wird ein Kompressorwirkungsgrad von 84% als akzeptabel angenommen.

(4) Überhitzungsgrad des Dampfes und Arbeitspunkte

Es ist übliche Ingenieurpraxis, daß der Konstruktionspunkt sich immer etwas vom Spitzenpunkt unterscheidet. In diesem Falle wird man auswählen SWER= 1488,6kj/kg Luft (640 Btu/lb Luft) (Fig.9) oder etwa 256°C (460⁰F) Überhitzung (Fig. 12). Das erlaubt eine größere Temperaturdifferenz im Wärmetauscher relativ zum heißen Ende, womit man einen etwas besseren Durchsatz gewinnt.

Eine Gegenprüfung mit Fig.7 zeigt, daß der Wirkungsgrad nur ·Λ% niedriger als der Spitzenwirkungsgrad ist. Damit wird SlVEA= 1488,6 kj/kg (640 Btu/lb) festgelegt. Wenn die Wärmequelle ein Kernreaktor ist, kann man die Reaktoroberfläche so auslegen, daß SWER= 1488,6 k]/kg (640 Btu/lb) Luft geliefert wird. Wenn die Wärmequelle brennendes öl ist, dann ist die Brennstoffstromrate zu konvertieren aus wr= 1488,6/43 263,6 (640/18 600) = SW£7?/unterer Heizwert des Brennstoffes = 0,0344 Brennstoffmasse/Luftmasse.

(5) Dampf-Luft-Verhältnis

Mit TET= 1371°C (2500⁰F), KPV=ZO und SWER= 1488,6 kj/kg (640 Btu/lb) Luft kann man F i g. 17 zu Rate ziehen und erkennen, daß X_mi_X 0,175 kg Dampf/kg Luft sein würde. Für 1 kg pro Sekunde Luftstrom durch den Luftkompressor würde also die Turbine 1 + w_f+ X_mix kg/sec Mischungsstrom durchlassen müssen. Für diesen Fall bedeutet das 1 + 0,0344+0,175 = 1,2094 kg/sec Mischung. Das Dampf-Brennstoff-Verhältnis ist 5,0872 kg Dampf/kg Brennstoff.

(6) Auswahl der Komponentengrößen

Wenn die Maschine ausgelegt wird, um 7455,6 kW (10 000 Hp) Spitzenleistung zu liefern, ergibt sich aus F ig. 22 ein Durchsatz von 805 kW/kg (490 Hp/lb) Luft/Sekunde. So ist die Kompressorgröße das Verhältnis der Maschinenausgangsleistung 7455,6 kW (10 000 Hp/lb) geteilt durch Durchsatz 805 kW/kg (490 Hp/lb) Luft/sec oder 9,258 kg/sec (20,41 lb/sec) bei KPV=30. Die Turbinendurchflußrate beträgt 11,19 kg/sec (24,68 lb/sec) Mischungsstrom. Wenn die Hauptkomponenten ausgewählt sind, kann man weiterfahren und verfügbare Komponenten auswählen, die ein Betriebsverhalten in der Nähe dieser Forderung haben, oder Komponenten konstruieren, die diesen Forderungen entsprechen. Mit einem verfeinerten Komponentenplan kann man beginnen, die Kennlinien für von der Spitzenlast abweichende Belastungsfälle vorherzusagen.

Diese Maschine würde einen thermischen Wirkungsgrad in der Nähe von 55% und einen Durchsatz von 805 kW/kg (490Hp/lb) Luft/sec haben. Das kann verglichen werden mit einem praktischen System für den kombinierten Zyklus mit ultrahoher Temperatur (T£T= 1538° C = 2800° F) mit 50,4% thermischem Wirkungsgrad und einem Durchsatz von 534 kW/kg (325 Hp/Ib) Luft/sec. Die Maschine wird also dem kombinierten Zyklus sowohl hinsichtlich Wirkungsgrad als auch Durchsatz weit überlegen.

Die körperliche Konfiguration einer Wärmekraftmasehine, in der die Prinzipien des erfindungsgemäßen Zyklus verkörpert sind, repräsentiert eine bevorzugte Ausführungsform, jedoch keinesfalls die einzige Konfiguration, die verwendet werden kann. Ersichtlich können andere Konfigurationen der Maschinenkomponenten verwendet werden, Hinzufügungen dazu oder

Substitutionen. Wenn der Wirkungsgrad für den Konstrukteur nicht wichtig ist, wenn beispielsweise wirtschaftliche Überlegungen überwiegen, kann sich der Entwurf einer Wärmekraftmaschine erheblich von der hier beschriebenen Konfiguration unterscheiden. Mit anderen Worten, der beschriebene Wärmekraftmaschinen-Zyklus beschreibt eine Beziehung zwischen Maschinenparametern einer Maschine mit doppeltem Strömungsmittel für maximalen Wirkungsgrad und/oder Durchsatz. Innerhalb der Lehren des Zyklus ist es möglich, andere körperliche Konfigurationen aufzubauen, um diese Beziehungen in die Tat umzusetzen, und es ist auch möglich, eine Maschine zu konstruieren und aufzubauen, die auf einem anderen Punkt arbeitet als dem Arbeitspunkt für Spitzenwirkungsgrad, der hier beschrieben ist.

Hierzu 18 Blatt Zeichnungen

Claims (1)

Patentansprüche:

1. Verfahren zum Betreiben einer Gas-Dampfturbinenanlage, bei dem

a) ein erstes, gasförmiges Arbeits-Strömungsmittel in einem gewählten Verhältnis (KPV) komprimiert und einer Kammer zugeführt wird,

b) ein zweites, flüssig-dampfförmiges Arbeits-Strömungsmittel in Dampfform in einem gewählten Mischungsverhältnis (Xmix) zum ersten Arbeits-Strömungsmittel in die Kammer eingeführt wird,

c) beide Arbeits-Strömungsmittel in der Kammer mit einer gewählten spezifischen Wärmeeingangsrate (SWER)geheizt werden,

d) die aufgeheizten Arbeits-Strömungsmittel einer Turbine mit einer gewählten Turbmeneinlaßtemperatur(T£77 zugeführt werden und

e) das zweite Arbeits-Strömungsmittel durch die aus der Turbine austretenden Arbeits-Strömungsmittel vor dem Einführen in die Kammer vom flüssigen Zustand in den Zustand des überhitzten Dampfes gebracht wird,