DE4227985C2 - Gasturbinenanlage - Google Patents

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 NO_x 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 NO_X-Konzentration 200 ppm (840 ppm bei Umrechnung 0% O₂) beträgt, modifiziert würde in einen solchen, der bei 1100°C, 4% O₂ und 50 ppm NO_x (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 NO_x-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 DNO_x 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 NO_x, 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.