DE4227985C2 - Gasturbinenanlage - Google Patents
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Description
Die Erfindung betrifft eine Gasturbinenan
lage gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1
mit einer brennerbefeuerten Gasturbinen
brennkammer, in deren Innenraum wärme
absorbierende Rohre angeordnet sind.
Anlagen dieser Art mit einer der Gasturbine
vorgeschalteten brennerbefeuerten Gasturbinen
brennkammer (= combustion chamber, nachfolgend
auch als Combustor bezeichnet) sind aus der
US-PS 3 335 565 und der US-PS 3 969 891 be
kannt.
In der erstgenannten Druckschrift wird vorge
schlagen, den Brenner im Combustor mit einem
geringen Luftüberschuß der Verbrennungs
luft zu fahren und die gewünschte Verbrennungs
gastemperatur dadurch zu beeinflußen, daß in
den Innenraum des Combustor mittels Sprüh
düsen Wasser und/oder Dampf injiziert wird.
Dadurch kann der Combustor ohne die übliche
Zuführung von Mischluft zur Absenkung der Ver
brennungstemperatur und von Kühlluft zum
Schutz der Anlagenbauteile betrieben werden.
In der zweitgenannten Druckschrift wird ein
anderer Weg eingeschlagen. Dort ist die
Zuführung von Misch- und/oder Kühlluft in
den Combustor wieder gewollt und zusätzlich
ist vorgeschlagen, in den Innenraum des
Combustors zum Schutz seiner Außenwände
wärmeabsorbierende Wasserrohre in Form
einer gasdichten Zwischenwand anzuordnen,
die die Brennerflamme in Art einer
zylindrischen Brennkammerwandung umschließt.
Von diesem Stand der Technik geht die Er
findung aus. Es stellen sich folgende
Probleme.
Das erste Problem liegt darin, daß zur Ver
besserung des thermischen Wirkungsgrades die
Temperatur des Gases, das in die Gasturbine
einströmt, so hoch als möglich sein sollte.
Derzeit sind Gastemperaturen am Gasturbinen
einlaß von 900 bis 1100°C üblich, bedingt
durch die Wärmefestigkeit der Turbinenbau
teile wie auch durch den Wärmeverlust bei
zu hohen Gastemperaturen. Wenn im Combustor
eine vollständige Verbrennung in der Nähe
des stöchiometrischen Luftverhältnisses aus
geführt werden würde, läge die Verbrennungs
temperatur sogenannter fossiler Brennstoffe
im Bereich von 2 130°C. In der Praxis vermögen
jedoch der Combustor und die Turbinenbau
teile diesen hohen Temperaturen nicht stand
zuhalten. Aus diesem Grund wird die dem
Combustor zugeführte Luft so bemessen, daß
die Luft, die an der tatsächlichen Verbren
nung teilnimmt (das ist die sogenannte Ver
brennungsluft) nur 35 bis 40% der Gesamtluft
menge beträgt. Etwa 20% werden als Misch
luft zugeführt, um die Temperatur des Ver
brennungsgases zu reduzieren. Der Rest von
40% wird als Kühlluft zugeführt, um zu
verhindern, daß ein Temperaturschaden an
Teilen des Combustors und der Turbine
eintritt. Dies stellt den kritischen Punkt
der gegenwärtigen Technologie dar.
Das vorgenannte Problem führt neben dem
großen (irreversiblen) Exergieverlusten
aufgrund der Kühlung der Verbrennungsgase
mit der Misch- und Kühlluft zu einer Ab
nahme der Turbinenarbeit. Darüber hinaus
treten erhöhte Druckverluste (Strömungs
verluste) aufgrund der Gesamtmenge an Luft
auf, die dem Combustor zugeführt werden muß.
Die Summe all dieser Verluste überschreitet
etwa 10% bezogen auf die Turbinenarbeit.
Ebenfalls von Bedeutung ist, daß die Anlagen
bauteile, die der Gasturbine nachgeschaltet
sind, z. B. Abhitzekessel, Rohrleitungen,
Entstickungsanlage, Betriebsanlagen und
Kamine usw. aufgrund der Gesamtmenge der Luft
entsprechend groß zu bemessen sind, was zu
wirtschaftlichen Nachteilen führt.
Das zweite Problem ist das der Wärmever
luste. Da gemessen an der Verbrennungsluft,
etwa die 2 bis 5-fache Menge an Mischluft
und Kühlluft zur Absenkung der Verbrennungs
temperatur dem Combustor zugeführt wurde,
wie dies oben beschrieben wurde, erhöht
sich die Menge des Abgases um das 3 bis
5-fache. Dementsprechend haben auch die nach
geschalteten Anlagenbauteile einen ent
sprechend größeren Wärmestrahlungsverlust,
und darüber hinaus steigt der Wärmeverlust
selbst durch das Abgas auf das 3 bis 5-fache.
Da zudem die Verbrennungstemperatur in dem
Combustor hoch ist, ist auch die Konzentration
des erzeugten NOx unerwünscht hoch und liegt
bei 95 bis 240 ppm (O2 = 16%), oder 400 bis
1000 ppm, umgerechnet auf 0% O2 in normalem
Stadtgas (13 A).
Als drittes Problem bei kombinierten Gas
turbinen-Dampfanlagen dieses Typs ist die
zwingende Anordnung einer anschließenden
großen Entstickungsanlge zu nennen, die
zusätzliche Kosten und einen zusätzlichen
Raumbedarf erfordert.
Ein viertes Problem bei den herkömmlichen
Gas- und Dampfturbinenanlagen ist das O2
im Abgas, das etwa 15 bis 16% betragen
kann. Dessen Freisetzung ist in dieser
Weise unökonomisch. Dementsprechend wurde
eine Maßnahme ergriffen, bei welcher mittels
eines Rohrbrenners, der auf der stromauf
wärtigen Seite des Abhitzekessels ange
ordnet wird, Brennstoff unter Ausnutzung
des restlichen O2 in dem Abgas verbrannt
wird, wodurch die Abgastemperatur ange
hoben und die erzeugte Dampfmenge gesteigert
wird. Nach diesem System ist jedoch ein
großer Rohrbrenner und ein langes Rohr als
Brennkammer-Äquivalent erforderlich, vergl.
hierzu Fig. 2 der US-PS 3 969 891. Der
mögliche Temperaturanstieg der Abgase ist
jedoch wieder begrenzt durch die Wärmefestig
keit der Bauteile und durch zusätzliche
Wärmeverluste, wohingegen die Auslaß-O2-
Konzentration nur um etwa 10% reduziert
werden kann. Somit muß im Ergebnis das Abgas
mit einem hohen prozentualen O2-Gehalt frei
gesetzt werden, was zu einem entsprechenden
Abgaswärmeverlust führt.
Da der herkömmliche Combustor von Gasturbinen
mit den verschiedenen zuvor aufgezeigten
Problemen behaftet ist, entsteht das Be
dürfnis, die Gastemperatur auf einen vor
bestimmten Punkt einzustellen, und zugleich
die Mischluft oder die Kühlluft in dem
Combustor und der Gasturbnine zu reduzieren.
Wenn beispielsweise der Combustor
nach dem Stand der Technik, in
welchem dessen Auslaßgastemperaut 1100°C,
dessen O2-Konzentration 16% und dessen
NOX-Konzentration 200 ppm (840 ppm bei
Umrechnung 0% O2) beträgt, modifiziert
würde in einen solchen, der bei 1100°C,
4% O2 und 50 ppm NOx (62 ppm bei Umrechnung
auf 0% O2) arbeitet, kann die Technik
einer herkömmlichen Gasturbinenanlage ohne
wesentliche Änderungen eingesetzt werden
und zugleich die Leistungsabgabe und der
thermische Wirkungsgrad wesentlich ver
bessert werden. Der Erfindung liegt dem
entsprechend die Aufgabe zugrunde, eine
Lösung für die verschiedenen zuvor aufge
zeigten Probleme zu finden.
Gelöst wird diese Aufgabe gemäß der Erfindung
durch die im Kennzeichen des Hauptanspruches
angegebenen Merkmale, wobei hinsichtlich
einer bevorzugten Ausgestaltung auf die
Merkmale des Anspruches 2 verwiesen wird.
Vorteile und Einzelheiten der erfindungsge
mäßen Lösung werden nachfolgend anhand von
Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf
die beigefügten Zeichnungen beschrieben.
Es zeigen:
Fig. 1A und 1B jeweils eine schematische
Darstellung einer Gas
turbinenanlage, je einen
Combustor des Rohrbündel-
Brennkammer-Typs gemäß
einer ersten und einer zweiten
Ausführungsform der Erfindung
aufweist,
Fig. 2 einen Combustor vom Rohr
bündel-Brennkammer-Typ,
Fig. 3 einen Querschnitt entlang der
Schnittlinie II-II der Fig. 2,
Fig. 4 eine andere Ausführungsform
eines Combustors vom Rohr
bündel-Brennkammer-Typ,
Fig. 5 einen Querschnitt durch den
Combustor gemäß Fig. 4.
Bei der Lösung der zuvor aufgezeigten Probleme
wird gemäß der Erfindung Brennstoff nur mit
der Verbrennungsluft verbrannt, und die
Kühlung zur Einstellung der Auslaßabgas
temperatur erfolgt durch die sogenannte
Rohrbündelverbrennung, ohne daß Mischluft und
Kühlluft neben der Verbrennungsluft zuge
führt werden, wie dies zur Einstellung der
Abgastemperatur in einem herkömmlichen
Combustor üblich ist.
Gemäß der Erfindung wird ein Wasserrohrbündel
(Rohrnest) innerhalb eines Combustors in der
Weise angeordnet, wie dies in den japanischen
Patenveröffentlichungen Nr. Hei 2-272207
und 178502 beschrieben ist. Brennstoff wird
um dieses Wasserrohrbündel herum verbrannt,
wobei die Auslaßgastemperatur auf einen für
die Gasturbine angestrebten Wert von etwa
900 bis 1200°C eingestellt wird, während
die Sauerstoff-O2-Konzentration in dem
Verbrennungsgas bei etwa 1 bis 3% liegt,
ähnlich wie die O2-Konzentration des Brenn
kammerauslaßgases eines herkömmlichen Kessels.
Somit kann die Verbrennungstemperatur inner
halb des Combustors gemäß der Erfindung auf
einen konstanten Temperaturwert von etwa
900 bis 1200°C eingestellt werden ent
sprechend einer Abgastemperatur und einer
Abgas-Strömungsmenge, die bei der stromab
wärtig angeordneten Gasturbine angestrebt
wird. Die Menge der NOx-Erzeugung ist gering,
und kein CO wird erzeugt, und es lassen
sich nicht nur die gewünschten Gasturbinen-
Einlaßgasbedingungen erzielen, sondern die
Verbrennungswärme wird zuvor von dem Wasser
rohrbündel absorbiert, was zu einem Dampf
hoher Temperatur und hohen Druckes führt.
Somit wird die Menge an erzeugter Energie
und die Menge an nutzbarer Dampfwärme ge
steigert, woraus ein verbesserter Gesamtwert
nutzbarer Dampfwärme resultiert, was
schließlich zu einem verbesserten Gesamt
wärmewirkungsgrad führt.
Die Fig. 1A und 1B stellen Ausführungsformen
der Erfindung dar. CB repräsentiert den Com
bustor vom Rohrbündel-Brennkammer-Typ, der
das Hauptelement der Erfindung bildet. Dem
Combustor wird mittels des Kompressors CP
verdichtete Luft zugeführt. Der im Combustor
erzeugte Dampf wird einer Dampfturbine ST1
zugeführt, die bei der Ausführungsform
gemäß Fig. 1A eine andere Welle als die
jenige der Gasturbine GT besitzt, um durch
den Generator G2 Strom zu erzeugen. Die
Gasturbine GT erzeugt Strom mittels des
Generators. Darüber hinaus wird der Dampf,
der von dem Abhitzekessel B erzeugt wird,
welcher sich stromabwärts befindet, einer
anderen Dampfturbine ST2 zugeführt, um Strom
durch einen Generator G3 zu erzeugen. Der
Dampfturbine ST2 folgt im Dampfkreislauf ein
Kondensator CN und eine Kesselspeisepumpe P.
Dem Abhitzekessel B ist eine Entstickungs
anlage DNOx nachgeschaltet. Mit der darge
stellten Anlage kann Dampf von CB zur Dampf
turbine ST2 abgeführt und mit dem Dampf von
dem Abhitzekessel B zusammengestellt werden.
Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1B wird
der Dampf, der von dem Combustor CB vom
Rohrbündel-Brennkammer-Typ erzeugt wird, der
Dampfturbine ST1 zugeführt, die eine ge
meinsame Welle mit GT besitzt, um eine Strom
erzeugung durch den Generator G1 zu ermöglichen.
Oder er kann kombiniert werden mit dem Dampf,
der durch den Abhitzekessel B erzeugt wird
(diese Anordnung ist in der Zeichnung nicht
dargestellt), um einen Generator G2 über
die Dampfturbine ST2 anzutreiben. Oder in der
Anlage gemäß Fig. 1B kann der Dampf, der
durch CB erzeugt wurde, auf einen höheren
Druck angehoben werden, um ihn nach der
Dampfturbine ST1 zu ST2 zu führen. Dieser
Schaltungs-Zustand kann gewählt werden, wenn
das Wärme-zu-Elektrizitäts-Verhältnis ge
ändert werden soll.
In der Anlage gemäß Fig. 1B ist der Abhitze
kessel B als Rohrbündel-Brennkammer-Typ mit
einem Brenner CD ausgeführt, ähnlich wie bei
dem Combustor CB, so daß das Wärme-zu-
Elektrizitäts-Verhältnis weiter geändert
werden kann zum Vorteil eines erweiterten
Anwendungsbereiches.
Eine Ausführungsform des Combustors vom
Rohrbündel-Brennkammer-Typ, der das Haupt
element der erfindungsgemäßen Anlage dar
stellt, ist in Fig. 2 wiedergegeben, wobei
dieser Combustor auf dem Konzept beruht,
welches in der japanischen Patentveröffent
lichung Nr. Hei 2-272207 "Water Tube Type
Boiler and Method of Combustion Thereof"
und der japanischen Patentveröffentlichung
Nr. Hei 2-178502 "Boiler Provided with Water
Tube Bundle" beschrieben ist.
In Fig. 2 bezeichnet CB den Combustor vom
Rohrbündel-Brennkammer-Typ, wobei die
Brennkammer einstufig ist. In dieser Dar
stellung bezeichnet die Bezugsziffer 1
wärmeabsorbierende Wasserrohre innerhalb
der Brennkammer, 2 Brennkammerwand-Kühl
wasserrohe, 3 eine Dampftrommel (Fig. 3),
4 einen Rohrverteiler und 5 den Brenner.
Die Fig. 3 stellt einen Querschnitt durch
den Combustor gemäß Fig. 2 entlang der
Schnittlinie II-II dar.
Die Fig. 4 zeigt eine weitere Auführungs
form eines Combustors, wobei die Bezugs
ziffer 12 den äußeren Umfang der Brennkammer
angibt, die Bezugsziffer 13 die Außenwand
des Kessels und die Bezugsziffer 6 das
Wasserniveau in dem Kessel. Die Fig. 5 zeigt
einen Querschnitt des Combustors gemäß
Fig. 4.
Die Auswirkungen der Erfindung können wire
folgt zusammengefaßt werden:
Da die Verbrennungstemperatur innerhalb
des Combustors gemäß der Erfindung konstant
ist und bei etwa 900 bis 1200°C liegt,
ist die Menge an NOx, die von dem Combustor
erzeugt wird, klein und kein CO und UHC
(unverbrannte Kohlenwasserstoffe) werden
erzeugt. Außerdem werden durch den Einsatz des
Combustors die Stromerzeugung der Anlage
und nutzbarer Dampfwärme erhöht, zum Vor
teil eines besseren Gesamtwärmewirkungs
grades der Anlage. Darüber hinaus kann die
Größe der Brennkammer des Combustors re
duziert werden, und dementsprechend ist
der Raum und Platzbedarf der Gesamtanlage
kleiner.
Claims (2)
1. Gasturbinenanlage
- 1. mit einer brennerbefeuerten Gastürbinenbrenn kammer in deren Innenraum wärmeabsorbierende Wasserrohre angeordnet sind, dadurch gekennzeichnet,
- 2. daß in die Brennkammer (CB) nur Verbrennungs luft zugeführt wird derart, daß die Sauer stoffkonzentration am Brennkammerauslaß etwa bei 1-3% O2 liegt
- 3. und daß zur Absenkung der Verbrennungs temperatur ein Wasserrohrbündel (1) inner halb des Flammenvolumens des Brenners (5) positioniert ist.
2. Gasturbinenanlage nach Anspruch 1 mit einem
der Gasturbine nachgeschalteten Abhitze
kessel, in dessen Innenraum ein wärmeab
sorbierendes Wasserrohrbündel angeordnet ist,
dadurch gekennzeichnet,
- 1. daß der Abhitzekessel (B) brennerbefeuert ist
- 2. und daß das Wasserrohrbündel innerhalb des Flammenvolumens des Brenners (CD) positioniert ist.
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
8110 | Request for examination paragraph 44 | ||
D2 | Grant after examination | ||
8364 | No opposition during term of opposition | ||
8339 | Ceased/non-payment of the annual fee |